Domenii de utilizare a frigului artificial -...

1

10. INSTALATII FRIGORIFICE SI POPMPE DE CALDURA

10.1. INSTALATII FRIGORIFICE

10.1.1. PROCEDEE DE PRODUCERE A FRIGULUI ARTIFICIAL

Conform celui de-al doilea principiu al termodinamicii orice corp se poate

răci pe cale naturală până la temperatura mediului ce îl înconjoară. Răcirea lui în

continuare se poate realiza numai pe cale artificială.

Instalaţiile frigorifice se utilizează pentru scăderea şi menţinerea

temperaturii unui corp sau sistem de corpuri sub temperatura mediului

înconjurător. In procesul de răcire participă cel puţin două corpuri: corpul răcit şi

corpul care realizează răcirea, numit agent frigorific.

Clasificarea instalaţiilor de producere a frigului artificial se face în general

după următoarele criterii [10.3]:

- principiul de funcţionare;

- tipul ciclului frigorific;

- periodicitate.

După principiul de funcţionare instalaţiile frigorifice utilizate în industrie,

comerţ sau aplicaţii casnice pot fi cu compresie mecanică de vapori, cu compresie

de gaze, cu absorbţie (compresie termochimică), cu ejecţie sau termoelectrice. Mai

există şi alte procedee de producere a frigului artificial (magnetocaloric, prin efect

Ettinghaus, ş.a.) [10.3], care nu şi-au găsit încă o aplicaţie industrială.

Instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică utilizează proprietăţile

elastice ale gazelor şi vaporilor ce se manifestă prin creşterea temperaturii lor în

timpul comprimării şi scăderea temperaturii în procesul de destindere.

Instalaţiile cu absorbţie sau compresie termochimică au principiul de lucru

bazat pe realizarea succesivă a reacţiilor termochimice de absorbţie a agentului de

lucru de către un absorbant, după care urmează desorbţia agentului din absorbant.

Procesele de absorbţie şi desorbţie joacă în acest caz rolul proceselor de aspiraţie

(destindere) şi refulare (comprimare) executate de compresorul mecanic.

Compresia termochimică se realizează prin utilizarea unui amestec binar,

consumându-se energie termică.

Instalaţiile cu ejecţie utilizează energia cinetică a unui jet de vapori sau

gaz. În funcţie de construcţia ajutajului şi de modul de desfăşurare a procesului,

aceste instalaţii pot fi cu ejector sau turbionare.

Instalaţiile termoelectrice, care au la bază efectul Péltiér, permit obţinerea

frigului artificial prin utilizarea directă a energiei electrice. Este cunoscut faptul că

la trecerea curentului electric printr-un ansamblu format din două materiale

diferite, se constată apariţia unei diferenţe de temperatură la cele două lipituri ale

sistemului. Aplicarea pe scară largă a acestui efect a devenit posibilă odată cu

dezvoltarea tehnicii semiconductoarelor.

După tipul ciclului frigorific instalaţiile frigorifice pot funcţiona în baza

unui proces închis sau deschis.

În cazul primului proces agentul de lucru parcurge diferitele elemente

componente într-un contur închis, temperatura sa variind între limitele impuse de

cele două surse de căldură. În această categorie se încadrează instalaţiile frigorifice

2

cu compresie mecanică de vapori, cu absorbţie, cu ejector, precum şi unele

instalaţii cu compresie mecanică de gaze.

Instalaţiile care funcţionează pe baza unui proces deschis sunt caracterizate

prin aceea că în timpul funcţionării agentul de lucru este total sau parţial extras din

instalaţie. În locul agentului evacuat este introdusă o noua cantitate de agent

proaspăt.

După periodicitate instalaţiile frigorifice pot fi cu funcţionare continuă, în

regim staţionar sau cu funcţionare discontinuă, în regim nestaţionar.

10.1.2. FLUIDE FRIGORIFICE

Un agent (fluid) frigorific este o substanţă care evoluează în circuitul unei

instalaţii frigorifice şi care, datorită unui proces endoterm, constând în schimbarea

de fază a substanţei din starea lichidă în cea de vapori, într-un vaporizator, permite

producerea frigului prin absorbţia de căldură. Aceasta căldură este evacuată în

exteriorul instalaţiei printr-un proces exoterm, constând în schimbarea de fază

inversă, din vapori în lichid, într-un condensator.

Agenţii frigorifici sunt substanţe omogene sau amestecuri de substanţe care

preiau, în cursul ciclului frigorific, căldura de la mediul ce trebuie răcit şi o cedează

la o temperatură mai ridicată unui altui mediu (în general mediul ambiant). Aceştia

trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe termodinamice, fizico-chimice,

fiziologice, economice şi de protecţia mediului. Proprietăţile termodinamice trebuie

să corespundă cerinţelor impuse de schema şi tipul instalaţiei frigorifice, precum şi

de nivelul de temperatură al celor două surse de căldură, în special de cel al frigului

produs.

Agenţii frigorifici trebuie să vaporizeze la temperaturi coborâte, la

presiuni apropiate de cea atmosferică. La folosirea vidului, pot apărea infiltraţii de

aer, care conduc la înrăutăţirea transferului de căldură şi la mărirea consumului de

energie pentru pompare. Nu este de dorit nici o presiune prea mare,

corespunzătoare temperaturii ridicate a ciclului, pentru că, în acest caz, se complică

şi se scumpeşte instalaţia datorită în principal problemelor deosebite de legate de

asigurarea etanşărilor.

Căldura latentă de vaporizare (condensare) trebuie să fie cât mai ridicată,

ea determinând reducerea debitul necesar de agent frigorific pentru o producţie de

frig dată.

Presiunile de lucru ale agenţilor frigorifici pentru temperaturile uzuale în

aplicaţiile industriale şi casnice (- 30 ºC+ 30 ºC), trebuie să fie considerabil sub

presiunea critică (alura curbei de saturaţie trebuie să fie convenabilă), deoarece

prin aproprierea de punctul critic se micşorează căldura latentă de vaporizare şi se

măresc consumul de energie în ciclu şi pierderile prin laminare.

Densitatea şi vâscozitatea agenţilor frigorifici se recomandă a fi cât mai

coborâte, aceste proprietăţi influenţând direct pierderile de presiune şi implicit

consumul de energie.

Conductivitatea termică şi coeficienţii de convecţie trebuie să aibă valori

cât mai mari, pentru a realiza un bun schimb de căldură, ceea ce conduce la

reducerea suprafeţelor de schimb de căldură, deci a investiţiilor în instalaţie.

3

Vaporii de agent frigorific nu trebuie să fie solubili faţă de uleiul de

ungere al compresorului pentru a evita antrenarea acestuia în instalaţie, ceea ce ar

reduce coeficienţii de transfer de căldură. Din contră, vaporii de agenţi frigorifici

trebuie să fie solubili faţă de apă, pentru a evita formarea dopurilor de gheaţă, în

special în organele de detentă (laminare).

Agenţii frigorifici trebuie să fie de asemenea inerţi faţă de metale şi

materialele de etanşare, să nu fie inflamabili, să fie stabili din punct de vedere

chimic în domeniul de utilizare, să nu fie toxici şi să aibă costuri reduse.

Alegerea agenţilor frigorifici se face în fiecare caz în parte funcţie de

scopul instalaţiei, condiţiile de lucru, particularităţile constructive şi criteriile

economice.

Primul fluid frigorific utilizat a fost apa, încă din 1755, într-un montaj de

laborator realizat de William Cullen. Apoi, în 1834, americanul Jacob Perkins

realizează o instalaţie frigorifică ce funcţiona cu eter sulfuric şi în 1844, tot un

american, John Gorrie realizează o instalaţie frigorifică cu compresie şi detentă de

aer. În 1859, Ferdinand Carré realizează o maşină frigorifică cu absorbţie, cu

amoniac, în timp ce patru ani mai târziu, Charles Tellier pune la punct un

compresor funcţionând cu eter metilic.

Până la sfârşitul secolului XIX, două noi fluide frigorifice sunt utilizate:

bioxidul de carbon (CO2) ca şi dioxidul de sulf (SO2) dar unul din fluidele deja

foarte răspândite este amoniac, atât pentru instalaţiile cu absorbţie dar şi pentru

cele cu compresie. Aceste trei fluide, deci amoniacul (R 717), dioxidul de carbon

(R 744) şi dioxidul de sulf (R 764) vor rămâne până spre anul 1930 substanţele cele

mai utilizate.

Cu excepţia amoniacului, toate fluidele frigorifice menţionate mai sus au

dispărut aproape total după 1930 ca utilizare în industria frigorifică, urmare a

apariţiei în State Unite a unei noi categorii de fluide frigorifice: clorofluorcarburile,

cunoscute cu prescurtarea CFC, sau sub numele de freoni.

Mai târziu, începând cu anul 1980, oamenii de ştiinţă au început să tragă

un semnal de alarmă asupra efectelor pe care le au fluidele de tip CFC asupra

mediului înconjurător. Este motivul pentru care fabricanţii au demarat punerea în

utilizare a unor fluide frigorifice de substituţie, mai puţin nocive pentru viitorul

planetei, dintre care unele sunt deja pe piaţă. Aceşti substituenţi fac parte din două

categorii de substanţe chimice: hidrocloroflurocarburi sau HCFC (conţin mai puţini

atomi de clor ca CFC) şi hidrofluorocarburi sau HFC (atomii de clor sunt înlocuiţi

cu atomi de hidrogen).

Având în vedere numărul mare de fluide frigorifice s-a pus la punct un

sistem de notaţii, stabilit pe grupuri de componenţi chimici astfel:

a) Hidrocarburile din categoria alcanilor şi a derivaţilor lor halogenaţi;

Ei sunt codificaţi prin litera R urmată de trei cifre (Rxyz):

x: indică numărul de atomi de carbon minus unu;

y: indică numărul de atomi de hidrogen plus unu.

z: indică numărul de atomi de fluor.

Pentru identificarea formulei chimice a unui fluid, se completează cu atomi

de clor până se atinge numărul total de atomi monovalenţi, ce poate fi fixat la 4

pentru un derivat al metanului, 6 pentru un derivat al etanului, 8 pentru un derivat

4

al propanului, etc (exemplu R 22 sau R 022: C = 1, H = 1, F = 2 şi în consecinţă Cl

= 1, de unde rezultă formula CHF2Cl).

Când agentul frigorific conţine şi atomi de brom, notaţia este urmată de un

B, cu un indice ce reprezintă numărul de atomi de brom.

b) Alchenele şi derivaţii halogenaţi ai alchenelor; Modul de codificare

numerică este acelaşi ca precedentul, dar se adaugă un 1 pentru cifra

miilor (exemplu R 1150);

c) Hidrocarburile ciclice şi derivaţii ciclici; Litera C este utilizată

înaintea numărului de identificare a fluidului frigorific (exemplu RC

270);

d) Compuşi organici diverşi; Acestora le este atribuită seria 600, numărul

alocat fiecărui fluid fiind arbitrar (exemplu R 630 pentru metilamină);

e) Compuşi inorganici diverşi; Acestora le este atribuită seria 700 şi

pentru obţinerea numărului de identificare a fluidului frigorific, se

adaugă la 700 masa sa moleculară(exemplu R 717 pentru amoniac);

f) Amestecurilor zeotrope le este atribuită seria 400, numărul de

identificare fiind arbitrar atribuit fiecărui fluid în parte;

g) Amestecuri azeotrope le este atribuită seria 500, numărul de

identificare fiind de asemenea arbitrar.

Tendinţa actuală este de a caracteriza un fluid frigorific prin abrevierea

care precizează impactul lui asupra mediului (exemplu CFC 12, HCFC 142b, HFC

134a). Familiile de fluide frigorifice sunt prezentate sintetic în tabelul 10.1.

Tabelul 10.1. Familia fluidelor frigorifice

Fluide

pure

oxigenul (O2), hidrogenul (H2) sau heliu (He); permit atingerea unor

temperaturi foarte joase, motiv pentru care acestea se numesc şi

fluide criogenice

componenţii inorganici: apa (H2O), dioxidul de sulf (SO2), dioxidul

de carbon (CO2) şi amoniacul (NH3)

componenţii organici; cuprind la rândul lor trei categorii de fluide

frigorifice:

- clorofluorocarburile (CFC) care au o acţiune negativă asupra

mediului înconjurător şi sunt deci condamnate pentru viitor;

- hidroclorofluorocarburi (HCFC) care au o acţiune mai puţin

nocivă pentru mediu şi care mai sunt tolerate un anumit timp;

- hidrofluorocarburi (HFC) care nu afectează mediul şi

constituie principalele fluide frigorifice pentru viitor.

Amestecuri

de fluide

amestecurile zeotrope; compoziţia fazelor de lichid sau vapori aflate

în echilibru termodinamic sunt diferite; temperatura variază la

schimbările de fază (vaporizare sau condensare) la presiune

constantă

amestecurile azeotrope; compoziţia fazelor de lichid sau vapori

aflate în echilibru termodinamic sunt identice; temperatura variază la

schimbările de fază (vaporizare sau condensare) la presiune

constantă

5

În tabelul 10.2 se prezintă principalele fluide frigorifice care sunt utilizate

astăzi sau care reprezintă soluţii pentru înlocuirea fluidelor frigorifice poluante

(CFC în general şi HCFC într-o mai mică măsură).

Tabelul 10.2. Principalele fluidele frigorifice.

Notaţia Formula Denumirea Categoria

R 11 CCl3F Triclorofluorometan CFC

R 12 CCl2F2 Diclorofluorometan CFC

R 12 B 1 CF2ClBr Bromoclorodiflorometan Halon

R 13 CClF3 Monoclorotrifluorometan CFC

R 13 B 1 CBrF3 Bromotrifluorometan Halon

R 22 CHF2Cl Monoclorodifluorometan HCFC

R 23 CHF3 Trifluorometan HFC

R 32 CH2F2 Difluorometan HFC

R 113 C2Cl3F3 Triclorofluoroetan CFC

R 114 C2Cl2F4 Diclorotetrafluoroetan CFC

R 115 C2ClF5 Cloropentafluoroetan CFC

R 123 C2HCl2F3 Diclorotrifluoroetan HCFC

R 124 C2HClF4 Clorotetrafluoroetan HCFC

R 125 C2HF5 Pentafluoroetan HFC

R 134a C2H2F4 Tetrafluoroetan HFC

R 141b C2H3Cl2F Diclorofluoroetan HCFC

R 142b C2H3ClF2 Clorodifluoroetan HCFC

R 143a C2H3F3 Trifluoroetan HFC

R 152a C2H4F2 Difluoroetan HFC

R 290 C3H8 Propan HC

R 407 A R 32 + R125 - -

R 407 C R 32 + R 125 + R134a - -

R 500 R 12 + R 152a - -

R502 R 22 + R 115 - -

R 503 R 13 + R 23 - -

R 600 C4H10 Butan HC

R 717 NH3 Amoniac -

R 744 CO2 Dioxid de carbon -

În tabelul 10.3. sunt prezentate fluidele frigorifice recomandate spre

utilizare funcţie de tipul instalaţiei şi domeniul de temperatură.

6

Tabelul 10.3. Domenii de utilizare a agenţilor frigorifici [10.8].

Tipul instalaţiei Domeniul de

temperatură

Agent frigorific

Pompe de căldură

Foarte înaltă temperatură

(cascadă cu doi agenţi frigorifici)

* înaltă temperatură

** recuperare de căldură şi

încălzire locală

(sursa calde)

120 la 160 °C

70 la 120 °C

35 la 70 °C

apă, R 114 sau R 142b

R 114, R 142b

R 12, R 500, R 22, R 502

Instalaţii de aer condiţionat *** putere mare (turbocompresoare,

absorbţie)

*** putere medie (compresoare

volumetrice)

*** putere redusă

** condiţionare aer automobile

(sursa rece)

0 la 10 °C

R11, R12, apă (absorbţie)

R 22, R 12

R 12

R 12, R134a

Instalaţii frigorifice cu

temperaturii moderat scăzute

(compresie într-o singură treaptă) *** putere mare

*** putere medie

*** putere redusă

-5 la -20 °C

NH3, R 717, R 22

R 12, R 22, R 502

R 12

Instalaţii frigorifice cu

temperaturii joase curente

*** putere mare (compresie în două

trepte)

*** putere medie (compresie într-o

singură treaptă - magazine)

*** putere redusă (congelatoare)

-20 la -50 °C

NH3, R 22, R 502,

R 1381

R502

R502

Instalaţii frigorifice cu temperaturi

foarte coborâte

* ciclurile "în cascadă" clasice (mai

mulţi agenţi frigorifici separaţi)

○ cicluri "cu cascadă integrată"

(pentru lichefierea gazului natural)

-50 la -160 °C

înaltă joasă

temperatură temperatură

R 12, R 22, R 13, R 23,

R 502, NH3, R 503,

C3H6 C2H4, CH4

(petrochimie) (petrochimie)

Amestecuri de hidrocarburi

C3H6, C2H4, CH4,....

: prototip ○: rare *: puţin întâlnite **: curente ***: foarte des întâlnite

7

10.1.3. FLUIDELE FRIGORIFICE ŞI PROTECŢIA MEDIULUI

De la apariţia lor în jurul anului 1930, fluidele frigorifice din categoria

clorofluorocarburilor au fost considerate ca substanţe ce nu prezentau decât

avantaje. Dar începând cu anul 1980, oamenii de ştiinţă au început să se preocupe

de efectul lor asupra mediului înconjurător, pentru a răspunde unor probleme în

legătură cu două fenomene bine precizate: distrugerea stratului de ozon şi creşterea

efectului de seră.

Efectul de seră este produs de radiaţia solară care depăşeşte radiaţiile

infraroşii emise de sol prin diversele gaze din atmosferă, acest fenomen permiţând

menţinerea la suprafaţa pământului a unei temperaturi ce face posibilă viaţa. Dacă

efectul de seră nu ar exista, temperatura medie la suprafaţa pământului ar fi mai

mică cu circa 20 K ca cea actuală, ceea ce nu ar face posibilă viaţa pe planeta

noastră. CO2 prezent în atmosferă este transparent la 85 % din radiaţia solară şi

absoarbe 80 % din radiaţia infraroşie reflectată de planetă, modificând echilibrul

termic la suprafaţa pământului, producând încălzirea atmosferei. Alte gaze legate

de activităţile umane participă la efectul de seră. Dintre acestea CFC au o

contribuţie destul de importantă.

În ultimii douăzeci de ani a fost observată o creştere a efectului de seră, o

contribuţie importantă (mai mult de 25 %) având-o agenţii frigorifici de tip CFC.

Această contribuţie importantă este legată pe de o parte de durata lor de

viaţă în stratosferă (60 ani pentru R 11 şi 120 ani pentru R 12) şi pe de altă parte

de capacitatea lor ridicată de absorbţie termică în spectrul infraroşu. Astfel o

moleculă de R 11 este de 10 000 ori mai absorbantă ca o moleculă de CO2.

Deşi efectul de seră este necesar globului, creşterea sa poate conduce la

modificări climatice dezastruoase, încât este necesar să fie ţinut sub control.

Distrugerea stratului de ozon stratosferic constituie un cu totul alt fenomen

deoarece se raportează la radiaţiile ultraviolete ale soarelui.

Stratosfera este stratul atmosferic cel mai îndepărtat de pământ, situat între

15 şi 50 km altitudine. Ea conţine aproximativ 90% din ozon (O3), concentraţia sa

trecând printr-un maxim important pe la 30 km altitudine, unde se formează un

strat de ozon de circa 20 km. În stratosferă se absoarbe aproximativ 99% din

radiaţiile ultraviolete provenind de la soare, realizându-se astfel un ecran protector

eficace pentru viaţa pe pământ.

Moleculele de CFC care sunt eliberate în atmosferă, încep o circulaţie

ascendentă spre stratosferă, care poate dura până la cinci ani.

Când aceste molecule intră, în final, în contact cu radiaţiile solare din

stratosferă, la temperaturi de aproximativ -90 °C, forţele de coeziune care menţin

moleculele de CFC se dezintegrează. Acest proces eliberează un atom de clor care

poate reacţiona cu ozonul. Când atomul de clor intră în contact cu ozonul se pot

produce o serie de reacţii chimice (fig. 10.1).

8

Fig. 10.1. Ciclul ozonului şi reacţiile între CFC şi ozon.

Rezultatul final al acestor reacţii este înlocuirea ozonului cu două noi

molecule: oxigen şi un atom de clor nemodificat. Cum atomul de clor iese

neschimbat din această reacţie, conform specialiştilor, el poate distruge până la

100 000 molecule de ozon înainte de a deveni inactiv. De asemenea, s-a estimat că

moleculele de CFC pot supravieţui în stratosferă de la 70 la 100 ani.

Conţinând hidrogen (care reduce considerabil durata lor de viaţă

atmosferică prin reacţii de hidroliză) şi prin faptul că aduc mai puţin clor în

atmosferă, HCFC sunt mult mai puţin agresive faţă de ozon, iar HFC sunt

inofensive, în schimb halonii, prin prezenţa bromului, sunt mult mai agresivi.

Dacă efectul de seră nu este contestat, distrugerea stratului de ozon

stratosferic de CFC reprezintă obiectul unor controverse deoarece după Conferinţa

de la Copenhaga din noiembrie 1992, 92 de oameni de ştiinţă din întreaga lume au

semnat un apel către toate puterile publice din ţările semnatare ale Protocolului de

la Montreal, pentru a se reveni asupra deciziilor luate. Cele „7 raţiuni” de a se

reveni asupra Protocolului de la Montreal au fost:

- nu se poate neglija clorul de origine naturală;

- reducerea stratului de ozon nu este confirmată pe o lungă durată;

- existenţa puţurilor de CFC în atmosferă;

- „găurile” în ozon au fost observate înaintea utilizării CFC;

- pericolul reprezentat de creşterea radiaţiilor ultraviolete a fost mult

supraevaluat;

- Protocolul de la Montreal va costa mult occidentul şi va provoca mortea

lumii a treia;

- Protocolul de la Montreal a fost semnat precipitat, pentru raţiuni esenţial

politice.

Pentru evaluarea impactului diferitelor fluide frigorifice asupra mediului,

oamenii de ştiinţa au căutat să le compare între ele din punctul de vedere al

efectului de seră şi al distrugerii stratului de ozon, definind coeficienţi specifici.

Contribuţia, însumată pentru o perioadă de 100 ani, a unui kg de gaz,

relativ la cea a unui kg de CO2, privitor la efectul de seră, este apreciată prin

potenţialul global de încălzire GWP (Glogal Warming Potential). În tabelul 10.3

9

este prezentată contribuţia freonilor la efectul de seră, aceasta fiind direct

proporţională cu durata de viaţă a substanţei respective în atmosferă [10.8].

Contribuţia la efectul de seră se raportează la acţiunea freonului R 11, valoarea de

referinţă pentru acesta fiind 1.

Tabelul 10.3. Durata de viaţă în atmosferă, potenţialul de distrugere al stratului de ozon ODP şi

potenţialul global de încălzire GWP pentru unele fluide frigorifice

Fluid

frigorific

Formula

chimică

Durata de viaţă

(ani)

ODP

(CFC 11 = 1)

GWP*

(CFC 11 = 1)

CFC 11 CCl3F 50 à 65 1 1

CFC 12 CCl2F2 120 0,9-1,0 2,8-3,4

CFC 113 C2Cl3F3 90 0,5 à 0,8 1,3-1,4

CFC 114 C2Cl2F4 180-200 0,6-0,8 3,7-4,1

CFC 115 C2Cl3F5 380-400 0,3-0,5 7,4-7,6

HCFC 22 CHClF2 15,3 0,04-0,06 0,32-0,37

HCFC 123 C2HCl2F3 1,6 0,013-0,022 0,017-0,020

HCFC 124 C2HClF4 4 0,016-0,024 0,092-0,100

HFC 125 C2HF5 28,1 0 0,51-0,65

HFC 134a C2H2F4 15,5 0 0,24-0,29

HCFC 141b C2H3Cl2F 7,8 0,07-0,11 0,084-0,097

HCFC 142b C2H3ClF2 19 0,05-0,06 0,34-0,39

HFC 143a C2H3F3 41 0 0,72-0,76

HFC 152a C2H4F2 1,7 0 0,026-0,033

În cazul instalaţiilor frigorifice, paralel cu acţiunea directă asupra efectului

de seră a freonilor emişi în atmosferă (apreciată prin GWP), se exercită şi o acţiune

indirectă de încălzire, prin CO2 degajat la producerea energiei consumate de

instalaţia frigorifică, mult mai mare decât acţiunea directă asociată. Astfel, la un

frigider casnic, acţiunea directă este apreciată la 20% (7% prin fluidul frigorific R

12 şi 13% prin agentul gonflabil din izolaţia cu spumă de poliuretan, R 11). Restul

de 80% este contribuţia indirectă, apreciată prin CO2 emis în atmosferă în timpul

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

cărbune sau petrol, într-o centrală termoelectrică).

Astfel se introduce un echivalent al contribuţiei globale de încălzire TEWI

(Total Equivalent Warming Impact) calculat ţinând seama de toate influenţele

asupra efectului de seră [10.3]:

EmGWPTEWI , (10.1)

unde: m este masa totală de fluid frigorific evacuat, în kg; – emisia specifică

de CO2 pentru producerea de energie electrică, în kg CO2/kWh (valorile medii sunt:

0,51 pentru Europa, 0,67 pentru America de Nord şi 0,58 pentru Japonia [10.4]); E

– consumul de energie electrică al instalaţiei pe toată durata de viaţă, în kWh.

10

Reducerea ozonului, calculată în regim stabil pentru 1 kg de gaz emis

anual în atmosferă este apreciată prin potenţialul de distrugere al ozonului ODP

(Ozone Depletion Potential). Valoarea de referinţă este 1 pentru R 11, celelalte

fluide fiind comparate pe baza unităţii de masă (1 kg emis pe suprafaţa

pământului). Valorile ODP pentru cele mai utilizate fluide frigorifice sunt

prezentate în tabelul 10.3.

Îngrijorările oamenilor de ştiinţă relative la efectele clorofluorocarburilor

asupra mediului au condus puterile publice din numeroase ţări la luarea unor

măsuri restrictive privitoare la fluidele frigorifice poluante.

Comunitatea internaţională are primul contact legat de această problemă în

martie 1985 prin Convenţia de la Viena. În 1987, 33 ţări au semnat Protocolul de la

Montreal, reglementându-se producţia de CFC şi dispariţia acestora la orizontul

anului 2000. Revizuirea acestui protocol prin Conferinţa de la Copenhaga în

noiembrie 1992, extinde măsurile şi asupra altor fluide frigorifice incluzând şi

HCHC şi devansează data opririi producţiei de CFC. Conferinţa de la Copenhaga a

fost adoptată de 95 de ţări la scara întregului glob pământesc, ţările ce nu au aderat

la aceasta nereprezentând decât circa 5% din consumatori.

În calendarul reducerii şi opririi producţiei de CFC, anul 1995 a reprezentat

o dată cheie: întradevăr, în toate ţările Comunităţii Europene oprirea producţiei de

CFC a demarat la 1 ianuarie 1995. Mai mult ca niciodată, problemele înlocuirii

CFC sunt de maximă importanţă şi actualitate. Oprirea producţiei de CFC a

companiilor nord-americane, europene şi japoneze a generat două consecinţe

majore :

- o penurie durabilă şi în creştere de CFC, care se traduce printr-o

supralicitare a altor fluide frigorifice;

- un risc real de degradare a calităţii funcţionale a instalaţiilor care se

traduce prin existenţa unor probleme în menţinerea unei bune

funcţionări a echipamentelor.

În plus, noile reglementări europene asupra HCFC (în principal interdicţiile

utilizării HCFC 22 în echipamentele cu puteri electrice mai mari de 150 kW) vin să

complice strategiile întreprinderilor, fie fabricante sau utilizatoare de maşini

frigorifice. Problematica actuală nu se mai limitează deci numai la CFC şi la

HCFC. Fabricanţii de componente, instalaţii frigorifice sau de condiţionare,

specialiştii de întreţinere, instalatorii sau utilizatorii sunt deci direct interesaţi de

aceste reglementări.

Diferite soluţii industriale pentru înlocuirea CFC (fluide pure, amestecuri

de fluide) sunt deja propuse spre aplicare. Din contră pentru înlocuirea HCFC şi în

principal HCFC 22, soluţiile nu sunt încă satisfăcătoare şi nici definitive. HCFC 22

este un fluid pentru care, la ora actuală nu s-a găsit nici un substituent neinflamabil

având proprietăţi termodinamice şi profiluri de presiune-temperatură similare.

Amestecurile par a fi pentru moment soluţii interesante în substituţia HCFC.

Utilizarea amestecurilor în sistemele frigorifice pot oferi în plus unele avantaje ca

substituenţi ai HCFC: economie de energie, reglaj de putere, dacă echipamentele

sunt prevăzute de o asemenea manieră astfel încât să permită utilizarea acestor

avantaje.

În figura 10.2 sunt ilustrate principalele fluide de substituţie pure sau

amestecuri de fluide funcţie de potenţialul de distrugere al stratului de ozon (ODP)

11

şi de potenţialul global de încălzire a Pământului (GWP). La ora actuală există o

serie de amestecuri de fluide care au fost propuse şi testate pentru a substitui

fluidele interzise. În tabelul 10.4 sunt prezentate câteva din cele mai utilizate

amestecuri ca fluide frigorifice.

Fig. 10.2. Fluide de substituţie

12

Tabelul 10.4. Amestecuri de fluide de substituţie.

Cod fluid

frigorific Compoziţia masică (%)

Variaţia de

temperatură (K) la

schimbarea de fază,

la presiune

atmosferică

Fluide

substituite

Amestecuri de HCFC

R 401 A R 22/R 152a/R 124 (53/13/34) 4,9 CFC 12

R 401 B R 22/R 152a/R 124 (61/11/28) 4,6 CFC 12

R 401 C R 22/R 152a/R 124 (33/15/52) 4,7 CFC 12

R 402 A R 125/R 290/R 22 (60/2/38) 0,9 CFC 502

R 402 B R 125/R 290/R 22 (38/2/60) 1,0 CFC 502

R 403 A R 290/R 22/R 218 (5/75/20) 2,5 CFC 502

R 403 B R 290/R 22/R 218 (5/56/39) 0,9 CFC 502

R 405 A R 22/152a/142b/C318 (45/7/5,5/42,5) 5,6 CFC 12

R 406 A R 22/R 600a/R 142b (55/4/41) 9,9 CFC 12

R 408 A R 125/R 134a/R 22 (7/46/47) 0,5 CFC 502

R 409 A R 22/R 124/R 142b (60/25/15) 7,9 CFC 12

Amestecuri fără clor

R 404 A R 125/R 143a/R 134a (44/52/4) 0,8 CFC 502

R 407 A R 32/R 125/R 134a (20/40/40) 6,4 CFC 502

R 407 B R 32/R 125/R 134a (10/70/20) 4,1 CFC 12,

CFC 502

R 407 C R 32/R 125/R 134a (23/25/52) 7,1 HCFC 22

R 32/R 125/R 134a (30/10/60) 7,4 HCFC 22

R 32/R 125/R 143a (10/45/45) 0,5 CFC 502

R 32/R 134a (30/70) 7,4 HCFC 22

R 507 R 125/R 143a (50/50) 0,0 HCFC 22

R 410 A R 32/R 125 (50/50) <0,1 HCFC 22

R 411 A R 1270/R 22/R 152a (1,5/87,5/11) HCFC 22

R 411 B R 1270/R 22/R 152a (3/94/3) CFC 502

R 290/R 600a (50/50) 8,6 CFC 12

R 23/R 32/R 134a (2/31/67) 9,5 HCFC 22

13

10.1.2. INSTALAŢII FRIGORIFICRE CU COMPRESIE MECANICA DE

VAPORI

Instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori se folosesc pentru

obţinerea unor temperaturi, în general în intervalul -20-90ºC. Acestea pot fi:

- cu compresie într-o singură treaptă;

- cu compresie în mai multe trepte;

- în cascadă.

Instalaţiile frigorifice într-o singură treaptă sunt utilizate pentru obţinerea

unor temperaturi -20-30ºC, cu tendinţa de a ajunge până la –60ºC prin

perfecţionarea ciclului (subrăcire avansată înainte de laminare, supraîncălzirea

vaporilor aspiraţi de compresor, folosirea unor agenţi frigorifici cu caracteristici

superioare).

Instalaţiile frigorifice cu două şi trei trepte de compresie se utilizează în

general în domeniul -30-60º, folosindu-se un singur agent de lucru.

Instalaţiile frigorifice în cascadă (două sau trei) sunt utilizate pentru

obţinerea unor nivele de frig de -70-90ºC, cascadele fiind parcurse de agenţi

frigorifici diferiţii.

Avantajul instalaţiilor frigorifice cu compresie constă în aceea că, la

schimbarea stării de agregare prin vaporizare şi condensare, coeficienţii de transfer

de căldură au valori ridicate, astfel că schimbătoarele de căldură din circuitul

frigorific pot fi dimensionate în condiţii economice. În plus, aceste două procese

sunt izoterme în cazul fluidelor pure, ceea ce face posibilă reducerea pierderilor

datorită ireversibilităţii transferului de căldură între agentul frigorific utilizat şi cele

două surse de căldură, prin menţinerea diferenţelor minime de temperatură în limite

acceptabile. În cazul utilizării unor amestecuri de fluide, în special a amestecurilor

zeotrope, procesele de vaporizare şi condensare nu mai au loc la temperatură şi

presiune constantă, dar şi în acest caz profilul de variaţie a temperaturilor în

aparatele de schimb de căldură conduce la reducerea diferenţelor minime de

temperatură dintre fluidele de lucru.

10.1.2.1. Instalaţiile frigorifice cu compresie într-o singură treaptă

• Ciclul procesului ideal. Funcţionarea unei instalaţii frigorifice ideale cu

compresie mecanică de vapori se bazează pe ciclul Carnot inversat (fig. 10.3), în

care agentul de lucru parcurge o succesiune de transformări compuse din două

izoterme şi două adiabate.

Procesele care compun ciclul sunt următoarele:

- comprimarea adiabată reversibilă (izentropică) (1-2) în compresorul K,

care determină creşterea parametrilor presiune şi temperatură de la pv,

Tv la pc, Tc;

- condensarea izobar-izotermă (2-3) în condensatorul C. În cazul ideal,

transferul de căldură are loc la diferenţe infinit mici de temperatură,

deci Tc = Ta (temperatura de condensare = temperatura mediului

ambiant);

14

- destinderea adiabată reversibilă (izentropică) (3-4) în detentorul D,

care determină scăderea parametrilor presiune şi temperatură de la pc,

Tc la pv, Tv;

- vaporizarea izobar-izotermă (4-1) în vaporizatorul V, care are loc la

presiunea şi temperatura de vaporizare pv şi respectiv Tv. Transferul de

căldură de la sursa rece la agentul frigorific are loc la diferenţe infinit

mici de temperatură, deci Tv=Tf (temperatura de vaporizare =

temperatura la care se obţine frigul).

a b

Fig. 10.3. Schema (a) şi ciclul (b) instalaţiei frigorifice ideale cu compresie mecanică de vapori:

K – compresor, C – condensator, D – detentor; V – vaporizator; M – motor electric.

Bilanţul termic al ciclului ideal al instalaţiei frigorifice cu compresie are

forma:

kg

kJlqlq dcc0 , (10.2)

sau:

kg

kJlqllqq dcc 00 ; (10.3)

unde: 41410 ssThhq v este căldura specifică absorbită în

vaporizatorul instalaţiei la temperatura coborâtă, Tv, în kJ/kg;

3232 ssThhq cc – căldura specifică cedată în condensatorul

instalaţiei la temperatura ridicată, Tc, în kJ/kg;

ld

K

C

V

D ~ M

1

2 3

4

lc

q0

qc

1

2 3

4 h1

h2 h3

h4

s3 = s4 s1 = s2

Tc = Ta

Tv = Tf

T

s

s 5 6

15

12 hhlc – lucrul mecanic consumat în compresor, în kJ/kg;

43 hhld – lucrul mecanic obţinut prin detenta vaporilor, în kJ/kg;

dc lll – lucrul mecanic total al ciclului, în kJ/kg.

Pentru caracterizarea perfecţiunii acestui ciclu, se utilizează eficienţa

frigorifică, care se defineşte prin raportul dintre producţia (sarcina) frigorifică

specifică q0 a instalaţiei şi lucrul mecanic consumat l, rezultând în acest caz

eficienţa frigorifică a ciclului ideal sau Carnot:

l

qC

0 . (10.4)

Înlocuind valoarea lui l cu cea rezultată din bilanţul termic al instalaţiei, se

obţine:

vc

v

cvc

v

vc

v

c

C

TTf

T

TTT

T

TTs

Ts

aria

aria

ariaaria

aria

qq

q

,

1

1

14321

15641

1564125632

15641

0

0

(10.5)

Această relaţie arată că eficienţa ciclului frigorific ideal depinde numai

temperatura de condensare Tc şi temperatura de vaporizare Tv, fiind cu atât mai

mare cu cât acestea sunt mai apropiate. Eficienţa frigorifică nu este un randament,

având valori mai mari sau mai mici ca unitatea.

• Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie

mecanică de vapori fără subrăcire. Ciclul ideal, aşa cu a fost prezentat, nu poate

fi realizat practic din următoarele motive:

- procesul de comprimare 1-2 trebuie deplasat în domeniul vaporilor

supraîncălziţi pentru a evita comprimarea vaporilor umezi care poate

produce eroziune şi instabilitate hidraulică. Acest lucrul presupune

vaporizarea completă a agentului frigorific în vaporizator, deci

alimentarea compresorului cu vapori saturaţi uscaţi;

- procesul de destindere 3-4 trebuie înlocuit, pentru simplificarea

instalaţiei (detentorul fiind un element dificil de realizat constructiv,

lucrul mecanic de detentă fiind şi foarte mic), printr-un ventil de

laminare. Prin această înlocuire, destinderea nu mai are loc adiabatic,

ci izentalpic, micşorându-se producţia frigorifică specifică. În acelaşi

timp, se măreşte şi lucrul mecanic consumat, cu valoarea lucrului

mecanic de destindere ld, care se obţinea în detentor.

Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de

vapori fără subrăcire sunt prezentate în figura 10.4.

16

Fig. 10.4. Schema (a) şi ciclul instalaţiei frigorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori

fără subrăcire, în diagramele T - s (b) şi lg p – h (c):

K – compresor, C – condensator, VL – ventil de laminare; V – vaporizator; M – motor electric.

Procesul de laminare 3-4, în ventilul de laminare VL determină scăderea

parametrilor de la pc, Tc la pv, Tv, la entalpie constantă h3 = h4. Titlul amestecului

bifazic la ieşirea din ventilul de laminare, se obţine astfel:

v

l

l

lll

r

hh

hh

hhxhhxhhh

3

1

341443 , (10.6)

unde: hl reprezintă entalpia agentului frigorifică în stare de lichid la saturaţie, la

temperatura şi presiune de vaporizare, în kJ/kg;

rv – căldura latentă de vaporizare la temperatura de vaporizare, în kJ/kg.

K

C

V

VL ~ M

1

2 3

4

q0

qc

lc

a

1

2

3

4

h1

h2

s4 s1 = s2

Tc

Tv

T

s

q0

s3

2’

Cr

b

Cr

1

2 3

4

h3 =hi4 h1

pc

pv

lg p

h

q0

2’

h2

qc

lc

c

17

Lucrul mecanic total al ciclului este chiar cel necesar comprimării:

kg

kJhhhhhhqqll cc 1241320 . (10.7)

Eficienţa frigorifică a ciclului teoretic va fi:

12

410

hh

hh

l

qf

. (10.8)

Deplasarea comprimării în domeniul vaporilor supraîncălziţi şi efectuarea

destinderii prin laminare, determină reducerea eficienţei frigorifice a ciclului

teoretic în raport cu cea a ciclului ideal (Carnot, de referinţă). Se poate determina

astfel, gradul de reversibilitate al ciclului teoretic faţă de cel ideal:

112

41

v

vc

C

f

tT

TT

hh

hh

. (10.9)


mecanică de vapori cu subrăcire. Pentru a compensa micşorarea producţiei

frigorifice specifice cauzată de înlocuirea destinderii cu o laminare, după

condensarea vaporilor se practică o subrăcire. În acest fel se diminuează influenţa

negativă a ireversibilităţii procesului de laminare asupra eficienţei frigorifice. De

asemenea, este cunoscut faptul că volumul specific al vaporilor este mult mai mare

ca cel al lichidului, ceea ce înseamnă că, secţiunea ventilului de laminare (respectiv

dimensiunea sa) este mult mai mică în cazul laminării unui lichid faţă de cazul

laminării aceluiaşi debit de vapori. Subrăcirea se poate realiza chiar în interiorul

condensatorului, prin prevederea unei suprafeţe de schimb de căldură suplimentare

sau într-un schimbător de căldură special, utilizându-se un agent de răcire sau

vaporii de agent frigorific produşi în vaporizator, înainte de a fi aspiraţi în

compresor (subrăcire regenerativă).

Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de

vapori fără subrăcire sunt prezentate în figura 10.5.

Cum izobarele în domeniul lichidului sunt foarte apropiate de curba de

saturaţie, procesul de subrăcire poate fi reprezentat în diagrama T-s, practic

suprapus peste curba de saturaţie.

Prin subrăcirea condensatului, producţia specifică de frig se măreşte (cu o

mărime corespunzătoare suprafeţei 4-3-3’-4’-4), fără a modifica consumul de lucru

mecanic.

18

Fig. 10.5. Schema (a) şi ciclul instalaţiei frigorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori cu

subrăcire, în diagramele T - s (b) şi lg p – h (c):

K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare;

V – vaporizator; M – motor electric.

Gradul de subrăcire al condensatului este:

KTTTTT SRcSR '33 , (10.10)

unde: TSR este temperatura de subrăcire, în K.

În acest caz, puterea frigorifică specifică devine:

kg

kJqqhhhhhhq SR

00'4441'410' . (10.11)

q0

K

C

V

VL ~ M

1

2 3’

4

lc

qc

SR qSR

3

a Cr

1

2 3

4

h3 = h4 h1

pc

pv

lg p

h

q’0

2’

h2

qc

lc

3’

4’

qSR

h3’=h4

’ b

1

2

3

4

s4 s1 = s2

Tc

Tv

T

s s3

2’

Cr

3’

4’

s3’ s4’

q0SR

c

19

Sarcina termică specifică a subrăcitorului este:

kg

kJqhhhhq SR

SR 0'44'33 , (10.12)

unde: SRq0 este creşterea puterii frigorifice specifice datorită subrăcirii, în kJ/kg.

Eficienţa frigorifică a ciclului teoretic cu subrăcire va fi:

f

SR

f

SRSR

c

fq

q

q

q

l

q

l

qq

l

q

0

0

0

00000 11'

' , (10.13)

deci aceasta este mai mare decât cea a ciclului frigorific fără subrăcire.

• Influenţa supraîncălzirii vaporilor aspiraţi de compresor. În condiţii

reale de funcţionare, pentru a fi siguri că procesul de vaporizare este complet

încheiat, pentru a avea o reglare eficientă a instalaţiei şi pentru îmbunătăţirea

umplerii cilindrului compresorului, se recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte

de aspiraţie. Această supraîncălzire poate avea loc chiar în vaporizator, dar nu este

recomandată datorită coeficienţilor de transfer de căldură mici, în cazul vaporilor,

ceea ce ar conduce la suprafeţe de schimb de căldură importante. Supraîncălzirea

se poate realiza şi natural prin contactul direct dintre suprafaţa conductei de

aspiraţie în compresor şi mediul ambiant. De asemenea, cum vom vedea în

paragraful următor, supraîncălzirea se poate realiza şi prin subrăcirea regenerativă.

Ciclurile teoretice ale instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de

vapori cu supraîncălzire, în diagramele T-s şi lg p-h, sunt prezentate în figura 10.6.

Fig. 10.6. Ciclurile instalaţiei frigorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori cu subrăcire,

în diagramele T - s (b) şi lg p – h (c).

Cr

1

2 3

4

i3 = i4 i1

pc

pv

lg p

i

q’0

2’

i1’

qc

l’

2”

1’

i2”

1

2

3

4

s4 s1 = s2

Tc

Tv

T

s

q0

s3

2’

Cr 2”

1’

q0SI

Tsi=T1’

20

Gradul de supraîncălzire al vaporilor în vaporizator:

KTTTTT vsiSI 1'1 , (10.13)

unde: TSI este temperatura vaporilor supraîncălziţi în aspiraţia compresorului, în K.

Puterea frigorifică specifică în cazul ciclului cu supraîncălzirea vaporilor

aspiraţi de compresor este:

kg

kJqqhhhhhhq SI

001141410 ''' , (10.14)

unde: SIq0 este creşterea puterii frigorifice specifice datorită supraîncălzirii, în

kJ/kg.

Lucrul mecanic specific al ciclului cu supraîncălzire este mai mare decât

cel al celui fără supraîncălzire:

kg

kJlhhhhl 12'1"2' , (10.15)

iar datorită faptului că şi puterea frigorifică specifică creşte, eficienţa frigorifică a

ciclului cu supraîncălzire va fi mai mare sau mai mică decât cea a ciclului fără

supraîncălzire, funcţie de natura agentului frigorific utilizat:

'1"2

4'10

'

''

hh

hh

l

qf

. (10.16)

Nu se recomandă ca supraîncălzirea să depăşească 510ºC în cazul

amoniacului, altfel aceasta va influenţa negativ eficienţa frigorifică. În cazul

freonilor, supraîncălzirea nu afectează decât într-o mică măsură eficienţa frigorifică

a instalaţiei, aceasta fiind recomandată a fi cât mai mare, ajungându-se la valori de

până la 30...40ºC [10.14].

• Ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanic de

vapori cu subrăcire regenerativă. Deoarece supraîncălzirea în vaporizator nu este

eficientă din punct de vedere al intensităţii transferului de căldură, se recomandă

supraîncălzirea vaporilor pe seama subrăcirii condensatului, în cadrul unui transfer

de căldură (ireversibil) regenerativ. În acest caz, sarcina termică aferentă

supraîncălzirii este practic egală cu sarcina termică a subrăcirii.

Realizarea subrăcirii regenerative prezintă următoarele avantaje:

- suprafaţa vaporizatorului este utilizată în mod eficient;

- se asigură un grad de subrăcire avansat, ce nu poate fi obţinut cu

ajutorul apei de răcire;

21

- sunt micşorate pierderile de frig în mediul ambiant prin suprafaţa

conductei de aspiraţie în compresor, deoarece acesta este alimentat cu

vapori supraîncălziţi cu o temperatură relativ ridicată.

Dezavantajele instalaţiei sunt legate tocmai de prezenţa regeneratorului,

care complică şi scumpeşte instalaţia şi introduce o pierdere suplimentară cauzată

de ireversibilitatea transferului de căldură la diferenţe finite din acest schimbător de

căldură.

Schema, diagrama temperatură-suprafaţă de schimb de căldură din

regenerator (T-S) şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică

de vapori cu subrăcire regenerativă sunt prezentate în figura 10.7

Fig. 10.7. Schema (a), diagrama T-S pentru regenerator (b) şi ciclurile instalaţiei frigorifice

teoretice cu compresie mecanică de vapori cu subrăcire regenerativă în diagramele T-s (c) şi lg

p-h (d):

K – compresor, C – condensator, R – regenerator; VL – ventil de laminare; V – vaporizator.

s

q0

K

C

V

VL

1’

2

3

4

lc

qc

R

1 3’

a

1

2

3

s1 s1’ = s2

Tc

Tv

T

s3

2’

Cr

3’

4

s3’ s4

qSR

1’

qSI

c

Cr

1

2 3

h3 h1

pc

pv

lg p

h

q0

2’

h2

qc

lc

3’

4

qSR

h3’=h4

1’

h1’

d

T1’

Tv

Tc

T3’

Regenerator

S

T

Vapori

Lichid

b

TSR

TSI

22

În condiţii teoretice sarcinile termice specifice la subrăcire şi supraîncălzire

sunt egale:

kg

kJhhqhhq srSI '331'1 . (10.17)

Deoarece supraîncălzirea nu are loc în vaporizator, puterea frigorifică

specifică va fi:

kg

kJhhq 410 , (10.18)

iar eficienţa frigorifică:

'12

410

hh

hh

l

q

c

f

. (10.19)


mecanică de vapori cu separator de picături. Pentru asigurarea funcţionării în

condiţii uscate a compresorului, se poate utiliza şi schema cu separator de picături

(fig. 10.8). În acest caz, în schemă apar două contururi, parcurse de debite diferite

de agent frigorific.

Fig. 10.8. Schema (a) şi ciclul (b) instalaţiei frigorifice teoretice cu compresie mecanică de

vapori cu separator de picături:

K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare;

SP – separator de picături; V – vaporizator.

lc

q0

K

C

V

VL

1=4”

2 3

4

qc

SP

1

3’

SR qSR

4’

2m

1m

a

1=4”

2

3

4’

s4 s1 = s2

Tc

Tv

T

s

2’

Cr

3’

4

s4’

x4

b

23

După efectuarea laminării 3’-4, agentul frigorific cu starea 4 de vapori

saturaţi umezi, cu titlul x4, este dirijat în separatorul de picături SP unde are loc

separare în lichid saturat cu starea 4’ şi vapori saturaţi uscaţi cu starea 4”. Vaporii

formaţi în vaporizator (teoretic cu starea 1=4”) sunt de asemenea introduşi în

separatorul de picături. Astfel, chiar dacă vaporizarea agentului frigorific în

vaporizator este incompletă, compresorul este alimentat cu vapori saturaţi uscaţi

din separatorul de picături. În acelaşi timp, separatorul de picături asigură

alimentarea cu lichid saturat cu starea 4’ a vaporizatorului.

Pentru a determina raportul celor două debite 1m şi 2m care circulă prin

cele două contururi ale instalaţiei frigorifice, se efectuează bilanţul termic al

separatorului de picături:

kWhmhmhmhm '42111241 . (10.20)

Entalpia agentului frigorific la ieşirea din ventilul de laminare se poate

scrie:

kg

kJrxhh v4'44 , (10.21)

de unde rezultă coeficientul de debit, definit ca raportul debitelor ce parcurg cele

două contururi:

11'41

14

'41

14'41

'41

41

1

2

hh

rx

hh

rxhh

hh

hh

m

m

. (10.22)

Considerând 410' hhq puterea frigorifică specifică a instalaţiei

frigorifice fără separator de picături, iar '41 hhrv , rezultă:

11'

4

1

40

'41

41

x

r

rxr

r

q

hh

hh vv

v

. (10.23)

În aceste condiţii, eficienţa frigorifică a ciclului cu separator de picături

este:

f

ccc

v

c

vSPf

l

q

l

q

l

r

lm

rm

P

Q

00

1

20 '

, (10.24)

unde: Q0 este puterea frigorifică totală, în kW;

P – puterea totală de compresie, în kW.

24

Se constată că prezenţa separatorului de picături nu modifică eficienţa

frigorifică a ciclului frigorific, mărimile Q0 şi P fiind egale cu cele care

caracterizează ciclul frigorific fără separator de picături.

• Schema şi ciclul real al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică

de vapori. Schema şi ciclul instalaţiilor frigorifice reale cu compresie mecanică de

vapori într-o singură treaptă sunt prezentate în fig. 10.9. Se observă că există o

serie de deosebiri faţă de ciclul instalaţiei frigorifice teoretice.

Fig. 10.9. Schema (a) şi ciclurile reale ale instalaţiei frigorifice teoretice cu compresie mecanică

de vapori în diagramele T-s (b) şi lg p-h (c):

K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator.

Abateri ale procesului real faţă de cel teoretic sunt:

- procesul de compresie din compresor nu este un proces adiabat

reversibil datorită frecărilor mecanice şi gazodinamice, precum şi ca

urmare a schimbului de căldură cu pereţii; Valoarea lucrului mecanic

de compresie se calculează cu relaţia:

lc

q0

K

C

V

VL

1

2 3

4

qc

3’

SR

qSR

a

1

2

3

s4 s1 = s2s

Tc

Tv

T

s

2’

Cr

3’

4

s2

2s

b

Cr

1

2 3 2s

h3 h1

pc

pv

lg p

h

q0

2’

h2

qc

lc

3’

4

qSR

h3’=h4

’

lc,t

c

25

kg

kJ

p

pvp

k

kl

k

k

v

cvv

i

c3

1

1011

1

, (10.25)

unde: i este randamentul intern al compresorului;

pv, pc – presiunea în vaporizator şi în condensator, în Pa;

vv – volumul specific al vaporilor de agent frigorific la intrarea în

compresor, în m3/kg;

k – exponentul adiabatic al agentului frigorific.

- procesele de transfer de căldură între agentul frigorific şi mediul de

răcire (apă, aer) din condensator şi subrăcitor presupun existenţa unor

diferenţe finite de temperatură, care imprimă acestor procese un

caracter ireversibil;

- procesele de transfer de căldură între mediul răcit şi agentul frigorific

din vaporizator se desfăşoară de asemenea la diferenţe finite de

temperatură, fiind deci un proces ireversibil;

- circulaţia agentului frigorific prin instalaţie este însoţită de pierderi de

presiune;

- echipamentele, conductele, ş.a. prin care evoluează fluidele de lucru

schimbă căldură cu mediul ambiant.

Totuşi, pentru simplificarea calculelor, şi în cazul ciclului frigorific real se

ţine în general seama de o serie de ipoteze simplificatoare:

- procesul de comprimare 1-2 este adiabat ireversibil;

- procesul de evacuare a căldurii către mediul ambiant se compune din

desupraîncălzirea izobară 2-2’, condensarea izobar-izotermă 2’-3 şi

subrăcirea izobară 3-3’; temperatura de condensare Tc este superioară

temperaturii apei (aerului) de răcire la ieşirea din aparat cu diferenţa

Tc necesară efectuării transferului de căldură (fig. 10.10 – a, b);

- procesul de laminare 3’-4 este adiabat ireversibil (cu creşterea

entropiei);

- procesul de vaporizare 4-1 este izobar-izoterm şi se desfăşoară la o

temperatură Tv (T0) inferioară temperaturii agentului purtător de frig la

ieşirea din aparat cu diferenţa Tv necesară desfăşurării transferului de

căldură (fig. 10.10 – c);

- se neglijează supraîncălzirea vaporilor în conducta care alimentează

compresorul.

În aceste condiţii se constată că:

KTTTTTTTTT SRccacvfv '3"" ;; , (10.26)

unde: T”f este temperatura purtătorului de frig la ieşirea din vaporizator, în K;

T”a – temperatura agentului de răcire la ieşirea din condensator, în K;

T3’ – temperatura condensatului subrăcit, în K;

Tv – diferenţa minimă de temperatură din vaporizator, în K;

Tc – diferenţa minimă de temperatură din condensator, în K;

26

Fig. 10.10. Diagramele T-S pentru condensator (a), subrăcitor (b) şi vaporizator (c).

Pentru determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale

ciclului, este necesară determinarea randamentului intern, adiabatic al comprimării:

12

12,

hh

hh

l

ls

c

tc

i

, (10.27)

unde: lc,t este lucrul mecanic teoretic de compresie, în kJ/kg;

lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;

h2s – entalpia vaporilor la ieşirea din compresor în cazul procesului teoretic

(izentropic), în kJ/kg.

Astfel, rezultă entalpia reală a vaporilor la ieşirea din compresor:

kg

kJhhh

lhlhh

i

s

i

tc

c

121

,

112 . (10.28)

Pentru calcule aproximative se poate estima valoarea randamentului intern

al compresorului ca raport al temperaturilor absolute de vaporizare şi condensare

[10.3]:

c

vi

T

T . (10.29)

Eficienţa frigorifică a ciclului real va fi:

tfi

s

i

c

rfhh

hh

hh

hh

l

q,

12

41

12

410,

, (10.30)

unde: f,t este eficienţa frigorifică a ciclului teoretic.

T’f

Tv=T0

T3’

Vaporizator

Sv

T

T”f Tv

c

Ta2

Ta1

Tc

T3’

Subrăcitor

SSR

T

b

T’a

T2

Tc T”a

Condensator

Sc

T

Tc

a

Ta

27

Gradul de reversibilitate al ciclului real faţă de cel de referinţă (Carnot)

este:

11

12

41,

Cs

i

C

rf

rhh

hh

. (10.31)

10.1.2.2. Instalaţiile frigorifice cu compresie în două trepte

Realizarea unor nivele de frig tot mai coborâte în vaporizatorul instalaţiei

frigorifice cu compresie mecanică de vapori, în condiţiile în care temperatura de

condensare rămâne constantă, implică mărirea continuă a raportului de compresie

pc/pv. Această mărire are efecte negative asupra funcţionării instalaţiei, datorită

micşorării factorului de debit şi a randamentului indicat al compresorului şi măririi

excesive a temperaturii vaporilor la ieşirea din compresor, cea ce înrăutăţeşte

condiţiile de ungere ale acestuia. Această temperatură nu trebuie să depăşească

valorile admisibile de circa 145 ºC, corespunzătoare temperaturii de cocsificare a

uleiurilor de ungere. Din aceste cauze, pentru rapoarte de compresie pc/pv > 89,

este necesar să se utilizeze comprimarea în două trepte, între care vaporii între

treptele de comprimare sunt răciţi cu apă sau agent frigorific lichid.

Schemele instalaţiilor frigorifice cu compresie în două trepte sunt diverse,

în funcţie în general de tipul agentului frigorific, temperatura agentului de răcire şi

scopul urmărit.

În fig. 10.11 şi 10.12 sunt prezentate patru variante de realizare a ciclului

frigorific cu compresie mecanică de vapori în două trepte.

• Schema şi ciclul instalaţiei frigorifice cu compresie în două trepte cu

o laminare şi răcire intermediară parţială (incompletă) realizează între cele

două trepte de compresie o răcire intermediară cu apă a vaporilor (fig. 10.11 - a).

Această răcire este parţială, vaporii rămânând supraîncălziţi. La această instalaţie

debitul de vapori comprimaţi este acelaşi în ambele compresoare. Din punctul de

vedere al consumului de lucru mecanic şi al eficienţei frigorifice al ciclului,

valoarea optimă a presiunii intermediare pi este [10.5]:

Pappp cvi . (10.32)

Mărimile caracteristice ale ciclului sunt următoarele:

- puterea frigorifică specifică:

kg

kJhhhhq 51610 , (10.33)

28

Fig. 10.11. Schemele şi ciclul instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori în două

trepte cu o laminare:

a – instalaţia cu răcire intermediară parţială; b – instalaţia cu răcire intermediară completă; K1

– compresor de joasă presiune; K2 – compresor de înaltă presiune; C-SR – ansamblul condensator-

subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator;

BI – butelie de răcire intermediară.

Cr

1

2 3

h5’ h1

pc

pv

lg p

h

q0

4’

h4

qc

5’

6

qSR

h5=h6

lc,1

pi

lc,2

4 5 2’

VL

K2

C-SR

V 1

2

5

lc1

6

3

4

K1

lc2

qc+qSR

q0

RI

a

VL2

qc+qSR

K2

C-SR

V 1

2

5

lc,1 6

3

4

K1

lc,2

q0

BI

7

2m

1m

VL1

b

Cr

1

2 3

h5’ h1

pc

pv

lg p

h

q0

4’

h4

qc

5’

7

qSR

h5=h6=h7

lc,1

pi

lc,2

4 5 2’

1’

6

29

- lucrul mecanic specific de compresie în treapta I , II şi respectiv total:

kg

kJhhhhlll

hhlhhl

cctrc

cc

3412212,

342121 ;;

, (10.34)

- sarcina termică specifică la condensator-subrăcitor:

kg

kJhhq SRc 54 . (10.35)

Economia de lucru mecanic în raport cu comprimarea într-o treaptă va fi:

kg

kJhhhhhhhhhh

lll trctrcc

324'234121'2

2,1,

, (10.36)

iar eficienţa frigorifică a ciclului:

1'2

51

1,

01,

3412

51

2,

02,

hh

hh

l

q

hhhh

hh

l

q

trc

trf

trc

trf

, (10.37)

unde: f,1tr este eficienţa ciclului frigorific într-o singură treaptă ce ar funcţiona

între aceleaşi presiuni pv şi pc;

f,1tr - eficienţa ciclului frigorific în două trepte;

lc,1tr – lucrul mecanic de compresie într-o singură treaptă, în kJ/kg;

lc,2tr – lucrul mecanic de compresie în două trepte, în kJ/kg;

Se constată astfel o creştere în general cu circa 34% a eficienţei

frigorifice a instalaţiei cu compresie mecanică de vapori în două trepte, cu o

singură laminare şi răcire intermediară parţială, faţă de instalaţia frigorifică într-o

singură treaptă ce ar funcţiona între aceleaşi presiuni extreme.

Avantajul schemei constă în simplitate constructivă şi costul coborât al

instalaţiei. Datorită temperaturii ridicate a vaporilor în compresorul de înaltă

presiune, utilizarea ei este însă limitată la instalaţiile cu freoni, la care temperatura

de vaporizare coboară sub –40 ºC. La temperaturi mai coborâte se recurge la ciclul

cu răcire intermediară completă.

• Schema şi ciclul instalaţiei frigorifice cu compresie în două trepte cu

o laminare şi răcire intermediară completă realizează între cele două trepte de

compresie o răcire intermediară completă prin introducerea în schemă a unei butelii

de răcire intermediare BI şi a unui ventil de laminare auxiliar VL1 (fig. 10.11 - b).

De această dată, faţă de cazul schemei anterioare, se creează două contururi

30

parcurse de debite de agent frigorific diferite. Pentru a stabili raportul celor două

debite se apelează la bilanţul termic pe butelia intermediară:

163

62

1

2

3261221

hh

hh

m

m

kWhmhmmhm

. (10.38)

Puterea totală de compresie se determină prin însumarea puterilor de

compresie ale celor două compresoare::

kWllmlmlmPPP ccccccc 2,1,12,21,12,1, . (10.39)

Rezultă astfel lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de

agent care circulă prin treapta de joasă presiune (I):

kg

kJhhhhll

m

Pl cc

ctrc 34122,1,

1

2,

(10.40)

şi eficienţa frigorifică a ciclului:

3412

0

2,1,

0

2,

002,

hhhh

q

ll

q

l

q

P

Q

cctrcc

trf

. (10.41)

Răcirea completă determină o creştere a eficienţei frigorifice cu 23%.

Avantajul principal al schemei constă în reducerea substanţială a temperaturii de

refulare din compresorul de înaltă presiune K2, ceea ce permite evident reducerea

temperaturii de vaporizare. Dezavantajul acestei instalaţii îl reprezintă gradul mare

de vaporizare în ventilul principal de laminare VL2, la temperaturi de vaporizare

coborâte, ceea ce determină reducerea puterii frigorifice şi în consecinţă a eficienţei

ciclului. Pentru a elimina acest efect se recurge la instalaţia cu două laminări sau la

subrăcirea lichidului de înaltă presiune în butelia intermediară.

• Schema şi ciclul instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de

vapori cu două trepte, cu două laminări şi răcire intermediară completă (fig.

10.12. – a). În acest caz, debitul 2m comprimat în compresorul de înaltă presiune

K2, condensat şi subrăcit este laminat în întregime în ventilul de laminare VL2 de

la presiunea pc la pi. În continuare, acest debit este introdus în butelia de răcire

intermediară BI unde, prin vaporizare parţială, determină răcirea intermediară

completă (procesul 2-3) a debitului 1m comprimat în compresorul de joasă

presiune K1. În timp ce vaporii uscaţi cu starea 3 sunt aspiraţi în compresorul K2,

debitul 1m extras pe la partea inferioară a buteliei intermediare (lichid saturat) este

laminat în ventilul de laminare VL2 de la presiunea pi la pv. Urmează vaporizarea

în vaporizatorul V şi realizarea efectului frigorific q0, după care ciclul se reia.

31

Fig. 10.12. Schemele şi ciclul instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori în două

trepte:

a – instalaţia cu două laminări şi răcire intermediară completă; b – instalaţia cu subrăcirea

lichidului de înaltă presiune;

K1 – compresor de joasă presiune; K2 – compresor de înaltă presiune; C-SR – ansamblul

condensator-subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; BI – butelie de răcire intermediară.

Cele două contururi ale instalaţiei sunt parcurse de debite diferite, legătura

dintre ele realizându-se prin ecuaţia de bilanţ termic pe butelia intermediară:

VL2

qc+qSR

K2

C-SR

V 1

2

5

6

lc,1

3

4

K1

lc,2

q0

BI

8

2m

1m VL1

7

Cr

1

2 3

h1

pc

pv

lg p

h

q0

4’

h4

qc

5’

8

qSR

h7=h8

lc,1

pi

lc,2

4 5 2’

1’

7 6

a

Cr

1

2 3

h5=h6 h1

pc

pv

lg p

h

q0

4’

h4

qc

5

8

h7=h8

lc,1

pi

lc,2

4 7 2’

1’

6

VL2

qc

K2

C

V 1

2

5

lc,1

6

3

4

K1

lc,2

q0

BI

8

2m

1m

VL1

7

m

1

b

32

163

72

1

232716221

hh

hh

m

mkWhmhmhmhm

, (10.42)

Se constată astfel că în cazul instalaţiei cu două laminări coeficientul de

debit este mai mare ca în cazul instalaţiei cu o singură laminare , .1.2 lamlami ,

deoarece h7 < h6.

Laminarea în două trepte conduce la creşterea puterii frigorifice specifice,

faţă de cazul instalaţiei cu o singură laminare:

.1,086.1,0866181.2,0 lamlamlam qhhqhhhhhhq . (10.43)

Puterea totală de compresie va fi în acest caz:

kWllmlmlmPPP ccccccc 2,1,12,21,12,1, . (10.44)

Comparând cele două cicluri frigorifice (cu o laminare şi cu două) se

constată că, deşi coeficientul de debit creşte, creşterea puterii frigorifice specifice

q0 la instalaţia cu două laminări este predominantă, ceea ce conduce în consecinţă

şi la creşterea eficienţei frigorifice a ciclului cu două laminări:

.1,

3412

0

21

000.2, lamf

cccc

lamfhhhh

q

ll

q

l

q

P

Q

(10.45)

• Schema şi ciclul instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de

vapori cu două trepte, cu subrăcirea lichidului de înaltă presiune (fig. 10.12. –

b) asigură răcirea intermediară a vaporilor între cele două trepte de compresie în

butelia de răcire intermediară BI, prin amestec cu agentul frigorific condensat,

subrăcit şi laminat. Pentru aceasta, vaporii comprimaţi în compresorul de joasă

presiune K1, pătrund în butelia de răcire intermediară, unde se răcesc până la

temperatura de saturaţie, apoi împreună cu vaporii formaţi în butelie suplimentar,

sunt aspiraţi de compresorul de înaltă presiune K2, comprimaţi şi refulaţi în

condensatorul C. După condensare şi subrăcire, lichidul se împarte în două părţi. O

parte se injectează în butelia de răcire prin intermediul unui ventil de laminare,

cealaltă parte se subrăceşte în serpentina montată în butelia de răcire, apoi se

laminează şi este trimisă în vaporizatorul V, unde vaporizează la joasă temperatură,

absorbind o cantitate de căldură de la un agent intermediar.

Ca şi în cazurile anterioare, bilanţul termic pe butelia intermediară oferă

legătura dintre debitele ce parcurg cele două circuite formate:

163

72

63

6572

1

2

71326125121

hh

hh

hh

hhhh

m

m

kWhmhmhmmhmhm

. (10.46)

33

Lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de agent care circulă

prin treapta de joasă presiune (I) este:

kg

kJhhhhll

m

Pl cc

ctrc 34122,1,

1

2,

. (10.47)

Eficienţa frigorifică a ciclului se determină cu relaţia:

3412

81

2,1,

0

2,

00

hhhh

hh

ll

q

l

q

P

Q

cctrcc

f

. (10.48)

10.1.2.3. Instalaţiile frigorifice cu compresie în trei trepte

La temperaturi de vaporizare, în general sub –60ºC, instalaţiile frigorifice

cu compresie în două trepte devin neeconomice datorită rapoartelor mari de

comprimare pe o treaptă, lucru care determină coeficienţi de debit reduşi, deci

dimensiuni mari pentru compresoare.

Schema şi ciclul unei instalaţii frigorifice cu compresie mecanică de vapori

în trei trepte este prezentată în figura 10.13.

Treptele 2 şi 3 se consideră o singură treaptă comună şi se determină astfel

cvi ppp ' şi apoi cii ppp '" .

Particularitatea schemei constă în prezenţa celor două butelii intermediare.

Rapoartele debitelor de agent frigorific se determină din ecuaţiile de bilanţ termic

ale celor două butelii intermediare:

- bilanţul termic al BI1:

1103

112

1

22,13211110221

hh

hh

m

mkWhmhmhmhm

;(10.49)

- bilanţul termic al BI2:

185

94

2

33,253928342

hh

hh

m

mkWhmhmhmhm

.(10.50)

Puterea frigorifică specifică este:

kgkJhhq 1210 , (10.51)

iar sarcina termică specifică la condensator-subrăcitor:

kgkJhhq SRc 76 . (10.52)

34

Fig. 10.13. Schema (a) şi ciclul (b) instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori în trei

trepte:

K1 – compresor de joasă presiune; K2 – compresorul de medie presiune;

K3 – compresor de înaltă presiune; C-SR – ansamblul condensator – subrăcitor; VL – ventil de

laminare; V – vaporizator; BI – butelie de răcire intermediară.

Lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de agent care circulă

prin treapta de joasă presiune (I) se determină cu relaţia:

kgkJhhhhhh

lll

m

lmlmlm

m

Pl

ccc

ccccc

563,22,1342,112

3,3,22,12,2,11,

1

3,32,21,1

1

. (10.53)

Eficienţa frigorifică a ciclului va fi în aceste condiţii:

563,22,1342,112

12100

hhhhhh

hh

l

q

P

Q

cc

f

. (10.54)

qc+qSR

V 1

2

5

lc,1

6

3

4 lc,2

BI1

8 3m

1m VL1

2m

C-SR

7

q0

lc,3

VL2

VL3

BI2

9

10

11

12

K1

K2

K3

a

2

1' 12

3

1

10 p’i

pc

p”i

lg p

h

q0

pv

11

8

9

7'

7 6' 6

5 4

lc,1

qc+qSR

lc,2

lc,3

Cr

b

35

10.1.2.4. Instalaţia frigorifică în cascadă

Instalaţia frigorifică în cascadă se utilizează pentru realizarea unor

temperaturi foarte coborâte, caz în care, datorită coeficienţilor mari de compresie

necesari, instalaţiile cu compresie în mai multe trepte devin imposibil de realizat

economic. Ea constă în cuplarea mai multor instalaţii care funcţionează cu agenţi

frigorifici diferiţi.

În fig. 10.14 este prezentată schema şi ciclul unei instalaţii frigorifice în

cascadă în două trepte. Se observă că vaporizatorul treptei superioare este, în

acelaşi timp, condensatorul treptei inferioare (schimbătorul de căldură Vs-Ci).

Fig. 10.14. Schema (a) şi ciclul (b) instalaţiei frigorifice în cascadă cu două trepte:

Ki – compresorul din treapta inferioară; Ks – compresorul din treapta superioară;

C – condensator; VLs – ventilul de laminare din treapta superioară;

VLi – ventilul de laminare din treapta inferioară; V – vaporizator;

Vs-Ci – vaporizator-condensator.

Pentru reducerea dimensiunilor compresorului de joasă presiune se

recurge la utilizarea unor agenţi frigorifici cu presiuni la saturaţie mai ridicate la

temperaturi de vaporizare joase, cum ar fi: R 13, R 14, R 23, R 503, etanul (C2H6),

etilena (C2H4), difloretilena (C2H2F2) şi alţii. În această situaţie presiunea de

condensare, la temperatura apei de răcire, sunt foarte ridicate şi, pe de altă parte,

condensarea devine imposibil de realizat datorită temperaturilor critice coborâte ale

acestor fluide. Treapta superioară lucrează cu agenţi frigorifici obişnuiţi: amoniac

(NH3), R 12, R22, R141 şi alţii.

Sarcina termică a schimbătorului vaporizator-condensator este:

kWqmqmQ ssiciCV is ,0, , (10.55)

C

qc

V

lc,i

lc,s

im

VLi

sm

Vs-Ci

q0

VLs

1i

2i 3i

4i

4s

3s

1s

2s

Ki

Ks

a

1s

2s

3s Tc

Tv

T

s

2’s

Cr

4s 1i

2i

2’i 3i

4i

q0

b

36

sau, sub forma sarcinilor termice specifice, corespunzătoare celor două procese de

condensare şi respectiv vaporizare:

kg

kJhhqhhq sssiiic 41,032, ; , (10.56)

unde: qc,i este sarcina termică specifică la condensare în cascada inferioară, în

kJ/kg;

q0,s – producţia frigorifică specifică în cascada superioară, în kJ/kg.

Din ecuaţia de bilanţ termic pe schimbătorul de căldură vaporizator-

condensator (10.55) rezultă raportul debitelor ce parcurg cele două cascade:

ss

ii

s

ic

i

s

hh

hh

q

q

m

m

41

32

,0

,

. (10.57)

Pentru efectuarea transferului de căldură în schimbătorul vaporizator-

condensator este necesară o diferenţă de temperatură între cei doi agenţi de

510ºC. Această diferenţă imprimă procesului de transfer de căldură un caracter

ireversibil, ceea ce face ca instalaţia frigorifică în cascadă sa aibă o pierdere

suplimentară de exergie.

Puterea frigorifică specifică (în cascada inferioară) şi sarcina termică

specifică la condensare (în cascada superioară) se determină cu relaţiile:

kg

kJhhq ii 410 , (10.58)

kg

kJhhq ssc 32 . (10.59)

Lucrul mecanic specific de comprimare (raportat la debitul de agent

frigorific din cascada inferioară) este:

ssii

scic

i

scsici

i

cc

hhhh

llm

lmlm

m

Pl

1212

,,

,,

, (10.60)

unde: Pc este puterea totală de compresie, în kW;

im – debitul masic de agent frigorific din cascada inferioară, în kg/s;

sm – debitul masic de agent frigorific din cascada superioară, în kg/s;

lc,i – lucrul mecanic de compresie din cascada inferioară, în kJ/kg;

lc,s – lucrul mecanic de compresie din cascada superioară, în kJ/kg;

37

Eficienţa frigorifică a instalaţiei va fi:

ssii

ii

c

fhhhh

hh

l

q

1212

410

. (10.61)

10.1.2.5. Calculul termic al instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de

vapori

Calculul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori

într-o singură treaptă presupune determinarea următoarelor mărimi [10.3]:

- debitul volumetric de vapori V , în m3/s şi cilindreea C, în cm

3,

necesare pentru alegerea compresorului;

- puterea termică a condensatorului Qc, în kW, necesară pentru

dimensionarea acestuia;

- puterea efectivă Pe, consumată de compresor, în kW;

- debitul apei de răcire am ,în kg/s.

Datele necesare pentru efectuarea calcului termic sunt:

- puterea frigorifică Q0, în kW;

- temperatura purtătorului de frig la ieşirea din vaporizator Tf”, în ºC;

- temperatura agentului de răcire la intrarea în condensator Ta’, în ºC;

- gradul de subrăcire, SR sau temperatură de subrăcire TSR, în ºC

( SRcSR TTT );

- gradul de supraîncălzire, TSI, sau temperatura de aspiraţie în

compresor (de supraîncălzire) TSI, în ºC ( SIvSI TTT , dacă în

vaporizator sunt aspiraţi vapori supraîncălziţi);

Cu ajutorul datelor de intrare, al diagramelor şi tabelelor de vapori, se

stabilesc parametrii de stare ai agentului frigorific în punctele caracteristice ale

ciclului frigorific. În fig. 10.15, este prezentată diagrama lg p – h pentru freon 22,

necesară calculului instalaţiilor care utilizează acest agent frigorific.

Determinarea temperaturilor de vaporizare Tv şi respectiv condensare Tc se

face în funcţie de diferenţele minime de temperatură din vaporizator v,

condensator c şi respectiv de variaţia temperaturii agentului de răcire în

condensator a (fig. 10.10). Alegerea diferenţelor minime de temperatură din

vaporizator şi condensator se face pe baza unor calcule de optimizare. Astfel, dacă

considerăm de exemplu variabilă diferenţa minimă de temperatură din vaporizator

şi presiunea de condensare constantă, prin creşterea acesteia se reduce suprafaţa de

schimb de căldură a vaporizatorului, deci investiţia în aparat scade. În schimb,

creşte puterea de pompare şi raportul de compresie. Creşterea raportului de

compresie conduce la creşterea puterii consumate de compresor şi aceasta, corelată

cu creşterea puterii de pompare conduce la creşterea cheltuielilor anuale de

exploatare. În consecinţă se obţine o reducere a investiţiei şi o creştere a

cheltuielilor anuale de exploatare, ceea ce impune un calcul de optimizare pentru

stabilirea diferenţei optime minime de temperatură din aparat.

38

Variaţia temperaturii agentului de răcire în condensator a se poate stabili

tot în baza unui calcul de optimizare. Astfel, o valoare mai mare a acestei diferenţe

de temperatură conduce la micşorarea debitului de agent de răcire, în condiţiile

menţinerii constante a sarcinii termice. Reducerea debitului de agent de răcire

implică reducerea puterii de pompare, deci scad cheltuielile anuale de exploatare.

Pe de altă parte, reducerea debitului conduce la micşorarea coeficienţilor de

transfer de căldură, ceea ce conduce la creşterea suprafeţei de schimb de căldură şi

a investiţiei în aparat.

Există şi aplicaţii în care agentul de răcire este apa provenită de la un turn

de răcire, caz în care variaţia temperaturii este impusă de această instalaţie.

Debitul masic de agent frigorific se calculează cu relaţia:

s

kg

q

Qm

0

0 . (10.62)

Debitul volumetric de agent frigorific în aspiraţia compresorului se

determină cu formula:

s

mvmV aa

3

, (10.63)

unde: va este volumul specific al vaporilor aspiraţi în compresor, în m3/kg.

Fig. 10.15. Diagrama lg p – i pentru freon 22.

39

Datorită existenţei unor factori funcţionali (existenţa spaţiului mort sau

vătămător, a pierderilor de presiune a vaporilor la trecerea prin supapele de

aspiraţie şi refulare ale compresorului, a ireversibilităţii procesului de comprimare,

a pierderilor de căldură în mediul ambiant şi a neetanşeităţilor), se defineşte

factorul (coeficientul) de debit al compresorului (sau randamentul volumetric

global v ) ca raportul dintre debitul volumetric în aspiraţia compresorului aV şi

debitul volumetric transvazat (baleiat) de compresor V [10.13]:

V

Vav

. (10.64)

Debitul baleiat şi cilindreea se pot calcula cu relaţiile:

s

mnCV

3310

60 (10.65)

şi

332

104

cmNsd

C

, (10.66)

unde: C este cilindreea compresorului cu piston (volumul descris în unitatea de

timp de piston la cursa de aspiraţie), în cm3;

n – viteza de rotaţie a compresorului, în rot/min;

d – diametrul cilindrului compresorului, în mm;

s – cursa pistonului, în mm;

N – numărul de cilindri ai compresorului.

În figura fig. 10.16 este reprezentată schema de principiu a unui cilindru

compresor şi a diagramei p-v de funcţionare a acestuia, cu precizarea diferiţilor

parametri ce intervin în modelarea procesului funcţional de la nivelul

compresorului frigorific cu piston. Parametrii geometrici sunt reprezentaţi

considerând volumul geometric al unui cilindru egal cu o unitate (Vs = 1):

332

104

cmsd

N

CVs

. (10.67)

40

Fig. 10.16. Schema de principiu a unui cilindru compresor şi a diagramei funcţionale

p-V:

pv – pierderea de presiune la trecerea prin supapa de aspiraţie; pc – pierderea de presiune la

trecerea prin supapa de refulare; V0 – volumul spaţiului mort; Vd – volumul în procesul de destindere;

Vs – volumul cursei pistonului; l0 - lungimea spaţiului mort; ld – cursa în procesul de destindere; s –

cursa pistonului; d – diametrul cilindrului; A – secţiunea cilindrului compresor; - factorul de debit

al compresorului; i - factorul de debit indicat al compresorului.

Factorul de debit al compresorului se poate exprima şi ca produs al

coeficienţilor parţiali de debit [10.12]:

eTieTl 0 , (10.68)

unde: 0 este coeficientul parţial de debit care ţine seama de existenţa spaţiului

mort (vătămător);

l - coeficientul parţial de debit care ţine seama de laminarea vaporilor la

trecerea prin supapa de aspiraţie;

i - coeficientul indicat, li 0 ;

T - coeficientul parţial de debit care ia în considerare preîncălzirea

vaporilor în procesul de aspiraţie; acest coeficient poate fi determinat

orientativ cu relaţia empirică [10.12]:

41

c

vT

T

T . (10.69)

e - coeficientul parţial de debit care caracterizează etanşeitatea

cilindrului. Coeficientul de etanşare e are în general valori de

0,950,98.

În figura 10.17 se prezintă o diagramă de variaţie a coeficientului de

încălzire în funcţie de raportul de compresie pc/pv pentru compresoarele cu amoniac

[10.3].

Fig. 10.17. Variaţia coeficientului de încălzire T în funcţie de raportul de compresie.

Coeficientul indicat, denumit şi randamentul volumetric indicat al

compresorului, se poate determina cu relaţia [10.3]:

11

1

m

v

c

v

ci

p

pc

p

pf , (10.70)

unde: c este coeficientul spaţiului mort:

C

Vc 0 ; (10.71)

m – exponentul politropic (m = 0,91,1);

V0 – volumul spaţiului mort, în cm3.

Valorile coeficientului spaţiului mort c pot fi considerate aproximativ,

după cum urmează [10.11]:

- pentru compresoare orizontale mari: c = 0,0150,025;

- pentru compresoare orizontale mici: c = 0,0050,08;

- pentru compresoare verticale mari: c = 0,010,02;

pc/pv 10 20 30 40 50

0,2

0,4

0,6

0,8 T

42

- pentru compresoare verticale mici: c = 0,030,05.

În general, se recomandă ca factorul de debit să nu scadă sub 0,6.

În funcţie de cilindreea calculată, se poate alege compresorul necesar

instalaţiei frigorifice din gama oferită de firmele constructoare.

Sarcina (puterea) termică a condensatorului instalaţiei frigorifice cu

compresie se determină cu relaţia:

kWqmQ cc . (10.72)

Analog, sarcina termică a subrăcitorului este:

kWqmQ SRSR . (10.73)

Puterea efectivă a compresorului, necesară pentru alegerea motorului

electric de antrenare, se calculează cu formula:

kWlmlm

Pm

c

mi

sc

e

,

, (10.74)

unde: lc,s este lucrul mecanic teoretic (izentropic) de compresie, în kJ/kg;

lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;

i – randamentul indicat al compresorului;

m – randamentul mecanic al compresorului.

Debitul apei de răcire la condensator şi subrăcitor se determină cu relaţiile:

s

kg

Tc

Qm

capa

cca

,

, , (10.75)

s

kg

Tc

Qm

SRapa

SRSRa

,

, , (10.76)

unde: cpa este căldura specifică a apei la temperatura medie, în kJ/(kg.K);

Ta,c, Ta,SR – variaţia temperaturii apei de răcire în condensator, respectiv

subrăcitor, în K.

Pentru determinarea factorului de debit şi a randamentului indicat al

compresorului se poate utiliza şi o nomogramă de tipul celei prezentate în figura

10.18.

43

Fig. 10.18. Nomograma lui Linge ce permite determinarea factorului de debit şi a

randamentului indicat i al unui compresor [10.8]:

f – factor de corecţie ce se aplică atunci când temperatura de vaporizare este mai mică ca –25ºC;

fTi 1 .

De asemenea, în figura 10.19 se prezintă variaţia factorului de debit şi a

randamentului indicat pentru compresoare cu freon 22, în funcţie de raportul de

comprimare şi variaţia randamentului mecanic al compresorului în funcţie de

debitul volumetric orar de vapori [10.3].

44

a

b

Fig. 10.19. Variaţia factorului de debit şi a randamentului indicat (a), în funcţie de

raportul de compresie la compresoarele pentru freon 22 şi a randamentului mecanic a

compresoarelor cu piston (b), în funcţie de debitul volumetric orar de vapori.

Utilizarea eficienţei frigorifice în determinarea gradului de perfecţiune

termodinamică a ciclului nu este posibilă pentru că, prin definiţie, ea raportează

călduri cu potenţiale diferite. Pentru evitarea acestui neajuns, este necesară, pentru

calcule mai exacte, analiza exergetică a ciclului instalaţiei frigorifice, prin definirea

unui randament exergetic al instalaţiei ex :

c

q

exl

e0 , (10.77)

unde: eq0 este exergia fluxului termic absorbit de la mediul răcit, care mai poartă

denumirea şi de producţia frigorifică specifică redusă [10.2, 10.9].

Exergia fluxului termic absorbit de la mediul răcit se poate calcula cu

relaţia:

kg

kJqe emq

000 , (10.78)

unde: 0em este factorul exergetic mediu de temperatură al procesului de

vaporizare:

v

emT

T00 1 , (10.79)

unde: T0 este temperatura absolută a mediului ambiant, în K.

Rezultă că eficienţa frigorifică a instalaţiei este o funcţie de două variabile

independente, una caracterizând perfecţiunea termodinamică a instalaţiei, iar

cealaltă depinzând numai de condiţiile de temperatură. Deoarece 1ex , iar 0em

variază între 0 şi -∞, eficienţa frigorifică poate fi mai mare sau mai mică decât

45

unitatea şi nu poate caracteriza perfecţiunea termodinamică a instalaţiei. Aceasta se

poate face numai prin intermediul randamentului exergetic.

Bilanţul exergetic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori

într-o singură treaptă (fig. 10.9) poate fi scrisă sub forma [10.10]:

vVLSRcckemin ee "'0 , (10.80)

unde: ein este exergia specifică introdusă în instalaţie sub formă de energie

electrică primită de la electromotorul compresorului:

kg

kJ

m

Pe

me

in ,

, (10.81)

unde: Pe,m este puterea electrică a motorului de antrenare a

compresorului, în kW;

m – debitul masic de agent drigorific, în kg/s;

e0 – exergia transmisă de 1 kg de agent frigorific agentului purtător de frig

(intermediar), în kJ/kg:

kg

kJ

T

Tqqee

f

femvq

0000 1

0 , (10.82)

unde: v sunt pierderile de exergie datorate transferului de căldură la

diferenţă finită de temperatură Tv în vaporizatorul instalaţiei; f

em – factorul exergetic mediu de temperatură al agentului

purtător de frig;

Tf – temperatura medie a purtătorului de frig în vaporizator, în K;

em – pierderile de exergie de natură electromecanică în grupul compresor

– electromotor:

kg

kJeinmeem 1 , (10.83)

unde: e este randamentul electric al motorului de antrenare;

m – randamentul mecanic al compresorului;

k – pierderile interne de exergie în compresor:

46

kg

kJeee meink 21 , (10.84)

'c – pierderile de exergie cu agentul de răcire al condensatorului:

kg

kJ

T

Tqq

a

caemcc

0' 1 , (10.85)

unde: aem – factorul exergetic mediu de temperatură al agentului de

răcire al condensatorului;

Ta – temperatura medie a agentului de răcire din condensator, în K;

"c – pierderile de exergie datorită transferului de căldură la diferenţă finită

de temperatură Tc în condensator:

kg

kJee cc

'32

" ; (10.86)

SR – pierderea de exergie în subrăcitor:

kg

kJeeSR '33 ; (10.87)

VL – pierderea de exergie în ventilul de laminare:

kg

kJeeVL 4'3 . (10.88)

Într-un proces elementar variaţia exergiei este dată de relaţia:

dsTdhde 0 , (10.89)

în care dh şi ds sunt variaţiile de entalpie, respectiv de entropie în procesul

considerat.

Cele mai importante pierderi de exergie au loc în condensator, în special

datorită schimbului de căldură la diferinţă finită de temperatură. Pierderile în

compresor ocupă locul al doilea ca mărime, urmând pierderile în vaporizator,

datorate diferenţei de temperatură între agentul frigorific şi agentul intermediar.

Pierderile exergetice în ventilul de laminare sunt reduse, ele influenţând în mică

măsură economicitatea instalaţiei, iar cele în subrăcitor au o valoare atât de mică

încât pot fi neglijate [10.3].

47

10.1.3. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE

Funcţionarea instalaţiei frigorifice cu absorbţie se bazează tot pe ciclul

Carnot inversat, compresia agentului frigorific realizându-se pe cale termochimică,

prin utilizarea unui amestec binar, consumându-se energie termică.

Amestecurile binare, utilizate ca agent de lucru în instalaţiile frigorifice cu

absorbţie, sunt constituite din două componente: agentul frigorific şi absorbantul.

Absorbantul trebuie să dizolve puternic agentul frigorific fără să intre cu el în

reacţie şi să aibă temperatura de vaporizare, la presiune constantă, mult mai mare

ca a acestuia. Procesul de absorbţie este însoţit, de obicei, de o degajare de căldură,

care trebuie îndepărtată din aparat pentru a nu frâna procesul, absorbţia fiind mai

intensă la temperatură coborâtă.

În instalaţiile frigorifice cu absorbţie, cea mai mare răspândire o are

amestecul apă-amoniac, apa fiind un puternic absorbant pentru amoniac (într-un

volum de apă, la 0ºC, se poate dizolva 1148 volume amoniac). Cantitatea de

căldură degajată la absorbţie este de 800 kJ/kg amoniac lichid şi de 1260 kJ/kg

vapori amoniac. În tehnica condiţionării se mai utilizează şi amestecul apă-bromură

de litiu, apa jucând de această dată rolul agentului frigorific iar bromura de litiu

fiind solventul (absorbantul).

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie pot fi cu funcţionare continuă şi cu

funcţionare periodică

Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie cu

funcţionare continuă este prezentată în figura 10.20.

În vaporizatorul V agentul frigorific cu debitul m vaporizează la presiunea

pv, absorbind căldura Q0, la nivel termic coborât, din incinta răcită sau de la agentul

intermediar (purtător de frig). Vaporii de amoniac formaţi pătrund în absorbitorul

A, unde la presiunea pv se dizolvă în soluţia săracă de amoniac în apă. cantitatea de

căldură Qa degajată în absorbitor este evacuată de apa de răcire. Soluţia concentrată

formată este preluată de pompa P şi trimisă la presiunea pc în generatorul de vapori

G. Aici, pe baza căldurii Qg primite din afară (abur de joasă presiune) are loc

încălzirea şi fierberea soluţiei bogate (cu debitul masic bm şi concentraţia b),

realizându-se desorbţia agentului frigorific sub formă de vapori şi diluarea soluţiei.

În urma procesului din generator rezultă m kg/s vapori de concentraţie ridicată

(teoretic ”=1) şi mmb kg/s de soluţie săracă cu concentraţia s. Vaporii formaţi

se condensează în continuare în condensatorul C, unde cedează căldura Qc.

Condensatul format, după laminare, este reintrodus în vaporizatorul instalaţiei.

Soluţia diluată se reîntoarce din generator în absorbitor prin ventilul de laminare

VL 1, în care presiunea sa este redusă de la pc la pv. În felul acesta, în instalaţia

frigorifică cu absorbţie, pe lângă circulaţia agentului frigorific, are loc şi o

circulaţie a soluţiei binare între absorbitor şi generator.

Pentru mărirea economicităţii şi siguranţei în funcţionare, în schema de

principiu a instalaţiei frigorifice cu absorbţie prezentată în fig. 10.20, se mai

intercalează un schimbător de căldură (economizor), un rectificator şi un

deflegmator.

48

Fig. 10-20. Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie cu funcţionare

continuă:

C – condensator; G – generator de vapori; VL – ventil de laminare; A – absorbitor; P – pompă;

V – vaporizator.

Schimbătorul de căldură (economizorul) se amplasează între absorbitor şi

generator, realizând reîncălzirea soluţiei concentrate care intră în generator cu

soluţie diluată trimisă de la absorbitor. În felul acesta, se micşorează consumul de

căldură în generator şi debitul de apă de răcire necesar absorbitorului.

Rectificatorul de instalează după generator pentru separarea vaporilor de

absorbant de vapori de agent frigorific, în scopul evitării pătrunderii vaporilor de

apă în condensator şi apoi prin ventilul de laminare VL 2 în vaporizator, unde

aceştia s-ar solidifica. În coloană, rectificarea se face prin contactul vaporilor

formaţi în generator cu soluţia concentrată care pătrunde în acesta. De cele mai

multe ori, aceasta este înglobată în generator.

În deflegmator, prin răcirea cu apă din returul absorbitorului sau cu soluţie

bogată rece, se realizează condensarea vaporilor de apă din vaporii de amoniac,

astfel încât, după rectificator şi deflegmator, se poate practic considera că există

numai vapori de amoniac ( 1).

Schema completă a instalaţiei frigorifice cu absorbţie este prezentată în fig.

10.21.

Pp Q0

C

V

VL 2

3

v v v

^ ^

^ ̂ ̂

VL 1

G

A

P

Qa

Qg

4

5

2

1

6

7 7’

8

9

1’

Qc

m bm

mmb

m

b

s

”

”

49

Fig. 10.21. Schema completă a instalaţiei frigorifice cu absorbţie:

G – generator; D – deflegmator; C – condensator; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; A

– absorbitor; E – economizor; P – pompă.

Pentru calculul instalaţiei frigorifice cu absorbţie se utilizează, de obicei,

diagrama h - , unde , este concentraţia în agent frigorific a amestecului binar. În

fig. 10.22, este reprezentată diagrama h - pentru amestecul binar apă – amoniac,

exemplificându-se modul de construcţie al izotermelor în domeniul vaporilor

umezi.

Pentru reprezentarea proceselor care au loc în instalaţia frigorifică cu

absorbţie, este necesară cunoaşterea presiunilor în condensator, vaporizator,

generator şi absorbitor, precum şi nivelul temperaturilor în aceste aparate. Pentru

simplificarea calculului, uzual, se consideră presiunea din generatorul de vapori

egală cu cea din condensator (pg = pc), iar presiunea din vaporizatorul V egală cu

cea din absorbitor (pv = pa). Aceste presiuni se determină în funcţie de

temperaturile respective, care la rândul lor sunt dictate de nivelul termic al

agentului încălzitor al generatorului şi al apei de răcire a condensatorului şi

absorbitorului.

50

Fig. 10.22. Diagrama h - pentru amestecul binar apă – amoniac [10.3].

Astfel:

CTTTT arca 1 ; (10.90)

CTTT aig 2 , (10.91)

unde: Ta,Tc,Tg sunt temperaturile în absorbitor, condensator şi generator, în ºC;

Tar, Tai – temperaturile apei de răcire şi respectiv a agentului de

încălzire, în ºC;

T1, T2 – diferenţele de temperatură necesare pentru realizarea

transferului de căldură. Aceste diferenţe de temperatură se optimizează,

51

ţinând seama că prin mărirea lor creşte diferenţa medie logaritmică de

temperatură în aparat, scăzând suprafaţa acestuia şi costul său, în schimb

creşte raportul de compresie şi consumul de energie al instalaţiei. Uzual,

aceste diferenţe de temperatură au valori de 58ºC.

Reprezentarea ciclului instalaţiei frigorifice cu absorbţie în diagrama h -

pentru amestecul binar, este prezentată în fig. 10.23.

Fig. 10.23. Ciclul instalaţie frigorifice cu absorbţie în diagrama h - .

În diagramă se construiesc, în primul rând izobarele pg = pc şi pa = pv, apoi

izotermele Ta, Tv (impusă de cerinţele consumatorului de frig), Tc şi Tg. Se

determină astfel punctele care caracterizează starea agentului frigorific în

vaporizator (punctul 5), temperatura agentului frigorific la ieşirea din condensator

(punctul 3), starea soluţiei la ieşirea din absorbitor (punctul 9) şi din generator

(punctul 6).

Vaporii de agent frigorific cu starea 2 (în echilibru cu lichidul (soluţia) cu

starea 1) intră în condensatorul C unde condensează la presiune şi concentraţie

constantă, ajungând la starea corespunzătoare punctului 3. Procesul de laminare

realizează micşorarea, la entalpie constantă, a presiunii agentului frigorific de la pc

la pv. Deoarece în cursul acestui proces nici concentraţia nu se modifică, punctul 4

se confundă cu punctul 3, el caracterizând însă un amestec vapori – lichid (punctul

4’) cu presiunea pv. Lichidul cu starea 4’ intră în vaporizator, unde se preîncălzeşte

până la starea de saturaţie (punctul 5’), după care vaporizează. Deoarece

vaporizarea are loc la temperatură şi concentraţie constantă, punctul 5, care

caracterizează starea soluţiei după vaporizare, este determinat de intersecţia

6=7

1

7’

9

1’

3=4

5

2

pc

pv

pc

pv

h

vapori

lichid

s b ” 1

Tv

tc

4’ 5’

8

Tg

Ta Tv

52

izotermei tv în domeniul vaporilor umezi cu dreapta ”=const. Vaporii formaţi în

vaporizator (punctul 5), împreună cu soluţia diluată din generator după răcire şi

laminare (punctul 7), pătrund în absorbitor. Procesul de absorbţie presupune două

faze: amestecul (7’ – 8 – 5) şi răcirea 8 – 9, până la temperatura de ieşire din

absorbitor ta. Soluţia îmbogăţită cu starea 9 este preluată de pompa P şi introdusă

sub presiune cu starea 1’ în generator unde are loc încălzirea 1’ – 1, închizându-se

astfel circuitul.

Calculul termic al instalaţiei frigorifice cu absorbţie are drept scop

stabilirea mărimilor necunoscute: debite masice, concentraţii, entalpii, etc. Acesta

se bazează pe ecuaţiile de bilanţ termic pentru fiecare aparat, cunoscând sarcina

frigorifică a instalaţiei Q0:

- pentru vaporizator:

kWhhmqmQ 4500 , (10.92)

de unde rezultă debitul masic de agent frigorific:

skghh

Q

q

Qm /

45

0

0

0

. (10.93)

- pentru generatorul de vapori:

Ecuaţia de bilanţ masic are expresia:

ssbbsbbb mmmmmm "" , (10.94)

de unde rezultă factorul de circulaţie (multiplul de circulaţie):

1"

sb

sb

m

m

. (10.95)

În consecinţa sarcina termică a generatorului se determină cu relaţia:

kWhhmhhm

hmhmmhmQ

b

bbg

1662

162

'

'

(10.96)

sau sub forma sarcinii termice specifice:

kg

kJhhhh

m

Qq

g

g 1662 '

. (10.97)

- pentru absorbitor:

53

kWhhmhhm

hmhmmhmQ

b

bba

9775

975

(10.98)

sau sub forma sarcinii termice specifice:

kg

kJhhhh

m

Qq a

a 9775

. (10.99)

- pentru condensator:

kWhhmqmQ cc 32 . (10.100)

Ecuaţia de bilanţ de energie electrică pe pompă este:

kWhhmP bp 91' (10.101)

sau:

kWpp

mp

mP vcbbp

, (10.102)

unde este densitatea soluţiei, în kg/m3.

Din combinarea expresiilor (10.88) şi (10.89) se poate determina entalpia

soluţiei concentrate la intrarea în generator:

kg

kJ

m

Phh

b

p

91' . (10.103)

Rezultă în continuare şi lucrul mecanic specific al pompei:

kg

kJhh

m

Pl

p

p 91'

. (10.104)

Ecuaţia de bilanţ pe întreaga instalaţie este:

kg

kJqqlqq capg 0 . (10.105)

Prin urmare, eficienţa frigorifică a instalaţiei va fi:

54

pgpg

flq

q

PQ

Q

00 . (10.106)

Reprezentarea proceselor în diagrama h - şi întocmirea bilanţurilor

termice s-a făcut pentru instalaţia ideală. Principalele deosebiri, în cazul instalaţiei

reale, constau în:

- existenţa pierderilor de căldură în mediul ambiant (generator, economizor);

- existenţa pierderilor de presiune între generator – condensator şi

vaporizator – absorbitor;

- existenţa pierderilor datorită subrăcirii soluţiei în absorbitor.

La calculul instalaţiei, aceste pierderi se iau în consideraţie, uzual, prin

introducerea unui coeficient global de pierderi, a cărui valoare este 0,80,9 [10.3].

Instalaţia frigorifică cu absorbţie şi funcţionare periodică. La instalaţia

frigorifică cu absorbţie şi funcţionare periodică (fig. 10.24), acelaşi aparat 1

îndeplineşte pe rând rolul absorbitorului şi generatorului. În prima perioadă

(perioada de încărcare), aparatul 1 se încălzeşte şi îndeplineşte rolul de generator.

Vaporii obţinuţi, prin ventilul de laminare 2 sunt dirijaţi în condensatorul 3.

Condensatul obţinut se acumulează în vaporizatorul 4, ventilul 5 fiind închis. În a

doua perioadă (perioada de descărcare), aparatul 1 se răceşte şi îndeplineşte rolul

de absorbitor. Soluţia săracă răcită absoarbe vaporii de agent termic din

vaporizatorul 4, presiunea în sistem coborând şi vaporizarea intensificându-se, la

presiune şi temperatură redusă. În această perioadă ventilul 2 este închis, iar

ventilul 5 deschis. Modificarea perioadei de funcţionare se poate face manual sau

automat.

Fig. 10.24. Schema instalaţiei frigorifice cu funcţionare periodică:

1 – generator-absorbitor; 2, 5 – ventil; 3 – condensator; 4 – vaporizator.

Avantajul instalaţiei îl constituie simplitatea ei, siguranţa în funcţionare şi

preţul coborât. Pentru asigurarea unei alimentări continue cu frig, se pot cupla două

astfel de instalaţii.

55

Eficienţa frigorifică a instalaţiei este coborâtă, datorită pe de o parte,

absenţei schimbului de căldură între soluţia bogată şi săracă, iar pe de altă parte

necesităţii încălzirii în fiecare ciclu a masei de material din aparatul 1.

Instalaţia frigorifică cu absorbţia apei de bromură de litiu utilizează

apa ca agent frigorific şi o soluţie de bromură de litiu ca absorbant. Principiul lor

de funcţionare nu se deosebeşte de cel al instalaţiilor care utilizează absorbţia

amoniacului în apă. Datorită folosirii apei ca agent frigorific, cu toate că procesele

au loc sub un vid destul de înaintat, în aceste instalaţii, răcirea apei nu se face sub

57ºC, ele fiind utilizate, în special, pentru instalaţiile de condiţionare.

În fig. 10.25 şi 10. 26 sunt prezentate două din cele mai răspândite scheme

de instalaţii frigorifice cu absorbţia apei în soluţie de bromură de litiu.

Fig. 10.25. Schema instalaţiei frigorifice cu

absorbţia apei în soluţie de Br-Li, tip

Carrier:

1 – generator; 2 – condensator; 3 – vaporizator;

4 – absorbitor; 5 – economizor; 6, 7 – ventil de

laminare; 8 – pompă de circulaţie; 9 – pompă de

recirculare.

Fig. 10.26. Schema instalaţiei frigorifice cu

absorbţia apei în soluţie de Br-Li, tip Trane:

1 – generator; 2 – condensator; 3 – vaporizator; 4 –

absorbitor; 5 – economizor; 6 – pompă de circulaţie; 7

– pompă de recirculare.

Soluţia săracă din absorbitor, prin economizor este trimisă în generator,

unde este încălzită cu abur sau apă fierbinte, rezultând vapori de apă. Deoarece

vaporii rezultaţi sunt puri, nu mai sunt necesare rectificatorul şi deflegmatorul,

vaporii fiind transmişi direct în condensator. Condensatul, după o laminare,

pătrunde în vaporizator, unde vaporizează, absorbind căldura de la apa răcită.

Vaporii formaţi se absorb în soluţia de bromură de litiu, închizându-se circuitul.

Pentru intensificarea proceselor de absorbţie şi vaporizare, precum şi pentru a se

evita modificarea condiţiilor de funcţionare datorită formării unei coloane de

lichid, soluţia în absorbitor şi vaporizator este recirculată cu pompe speciale.

Multiplul de circulaţie al instalaţiilor se determină din ecuaţia de bilanţ

material a generatorului:

56

vbs 1 , (10.107)

unde: s, b, v sunt concentraţiile soluţiei sărace care intră în generator, a soluţiei

bogate care se întoarce în absorbitor şi a vaporilor produşi.

Deoarece în generator se produc vapori de apă puri v = 0, rezultă:

sb

b

. (10.108)

Instalaţia frigorifică cu absorbţie şi difuzie se deosebeşte de celelalte

maşini cu absorbţie prin aceea că sunt complet lipsite de piese în mişcare şi de

ventile de laminare, presiunea totală fiind aceeaşi în tot circuitul. Circulaţia

agentului frigorific se realizează prin echilibrarea presiunii din circuit, prin difuzia

vaporilor agentului frigorific într-un gaz inert. Amestecul utilizat în aceste instalaţii

este format din apă şi hidrogen ca gaz inert.

Schema unei astfel de instalaţii este prezentată în figura 10.27 [10.3].

Fig. 10.27. Schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie şi difuziune:

1 – încălzitor. 2 – termosifon; 3 – generator; 4 – rectificator; 5- condensator; 6 – rezervor de hidrogen;

7 – vaporizator; 8 – dulap frigorific; 9, 12 – economizor; 10 – absorbitor; 11 – separator.

În generatorul 3, din soluţia de amoniac şi apă, se degajă, prin încălzire,

vaporii de amoniac, care după ce trec prin rectificatorul 4, pătrund în condensatorul

5. Condensatorul şi rectificatorul sunt răcite cu aer. Presiunea în sistem este egală

cu presiunea din condensator şi este dictată de temperatura mediului înconjurător.

Condensatul rezultat intră în vaporizatorul 7, care este umplut cu hidrogen. Aici are

loc o evaporare a amoniacului, ca urmare a diferenţei dintre concentraţia vaporilor

la suprafaţa stratului superficial al amoniacului lichid şi concentraţia de amoniac a

57

gazului inert. Vaporii rezultaţi difuzează în hidrogen. Amestecul rezultat, fiind mai

greu decât hidrogenul pur, coboară în vaporizator. Presiunea parţială a amoniacului

în amestecul hidrogen-amoniac creşte pe măsură ce amestecul coboară în

vaporizator, mărindu-se şi temperatura sa de vaporizare. Din vaporizator

amestecul, prin economizorul 9, intră în absorbitorul 10, unde vine în contact cu

soluţia diluată care circulă dinspre generator, fără a ocupa întreaga secţiune a

conductei. Soluţia se îmbogăţeşte în amoniac, degajându-se căldura de absorbţie,

care este evacuată în mediul ambiant. Hidrogenul, eliberat de vaporii de amoniac,

devine mai uşor şi se reîntoarce prin economizorul 9 în vaporizator. Pentru a

asigura circulaţia soluţiei slabe, nivelul soluţiei în generator trebuie să fie superior

celui din absorbitor cu H. Soluţia bogată din absorbitor, prin termosifonul 2, este

introdusă în generator, închizându-se circuitul.

În instalaţia frigorifică cu absorbţie şi difuziune se realizează astfel trei

circuite: al agentului frigorific (amoniacului), al soluţiei şi al hidrogenului.

Amoniacul circulă prin toate elementele instalaţiei, soluţia între generator şi

absorbitor, iar hidrogenul între absorbitor şi vaporizator.

Domeniul de utilizare al acestor instalaţii este cel al puterilor frigorifice

mici (până la 60 W), respectiv al frigiderelor casnice. Avantajul lor îl constituie

absenţa pieselor în mişcare, costul coborât, funcţionare sigură şi fără zgomot. În

cazul în care încălzirea se face electric, economicitatea lor este însă inferioară celei

a frigiderelor cu comprimare mecanică de vapori, motiv pentru care utilizarea şi

fabricarea lor a fost abandonată.

Instalaţii frigorifice cu absorbţie poli-etajate. Orice instalaţie frigorifică

sau pompă de căldură cu absorbţie este de fapt un cuadripol termic care are ca

intrări două fluxuri termice, Q0 cu temperatura scăzută Tv şi Qg cu temperatura

ridicată Tg şi ca ieşiri alte două fluxuri termice Qa şi Qc având temperaturile Ta,

respectiv Tc (foarte apropiate), situate ca valori între Tv şi Tg. Acest cuadripol este

reprezentat schematic în diagrama ln p - –1/T (Oldham – Clapeyron) din fig. 10.28.

În general, valorile cele mai importante ale presiunii, temperaturii şi concentraţiei

pentru un amestec de fluide frigorifice sunt determinate plecând de la starea de

lichid saturat în diversele puncte caracteristice ale instalaţiei. Acest lucru permite

încadrarea schemelor ciclurilor cu absorbţie în diagrame ln p - –1/T ce

caracterizează faza de lichid a amestecului respectiv.

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie reprezintă o soluţie posibilă pentru

înlocuirea tehnologiilor poluante existente actualmente în domeniul instalaţiilor

frigorifice cu compresie mecanică de vapori. Din nefericire, utilizarea lor este

limitată din cauza eficienţelor frigorifice coborâte şi a ecartului de temperatură

dintre vaporizator şi condensator care sunt reduse (comparabile cu cele realizate de

instalaţiile cu compresie). Acest fapt explică interesul actual manifestat pe plan

mondial pentru mărirea acestor indici de funcţionare prin utilizarea ciclurilor poli-

etajate. Ele sunt realizate prin suprapunerea a două, trei, sau mai multe cicluri

elementare (de acelaşi tip sau nu) şi pot fi concepute atât pentru mărirea eficienţei

frigorifice (ciclu multi-efect) cât şi a ecartului de temperatură (ciclu multi-ecart).

58

Fig. 10.28. Cuadripolul termic al instalaţiei frigorifice cu absorbţie

Gama de cicluri poli-etajate este foarte largă şi este destul de dificil de

găsit o teorie structurată care să permită deducerea tuturor variantelor posibile.

Există în acest sens o metodă bazată pe teoria grafurilor care prezintă un grad mare

de generalitate dar este însă destul de abstractă [10.1].

Orice ciclu poli-etajat poate fi descompus într-o serie de cicluri mono-

etajate (elementare) care vor avea o parte din aparatele lor cuplate prin procese de

transfer de căldură. Aceste suprapuneri de cicluri frigorifice cu absorbţie, poartă de

numirea de cascade, ca şi la instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică de

vapori. Funcţie de parametrii p, T şi ce caracterizează funcţionarea instalaţiilor

frigorifice cu absorbţie sunt definite trei familii de cascade, fiecare familie putând

funcţiona între două valori constante ale uneia din aceste mărimi.

Pentru exemplificare în fig. 10.29 este prezentată varianta unui ciclu cu

dublu efect ce funcţionează între două valori de concentraţie, împreună cu

descompunerea în cicluri elementare.

Calculul acestor cicluri poli-etajate se bazează pe calculul ciclurilor

elementare, urmat de aplicarea ulterioară a metodei superpoziţiei [10.6]. Pentru

fiecare ciclu elementar ipotezele simplificatoare sunt următoarele:

- sarcina termică a condensatorului este aproximativ egală cu sarcina

termică a vaporizatorului ( 0qqc );

C G

V A

VL 1

VL 2 P

pc = pg

pa = pv

Tc Ta Tv Tg -1/T

ln p

Qg Qc

Q0 Qa

59

Fig. 10.29. Schema (a) şi descompunerea în cicluri elementare (b) a ciclului dublu-efect ce

funcţionează între două valori de concentraţie.

Vjp

Vip

Ajp

Aip

Cip

Gip

Gjp

C

jp

1ipgq ip

fipcq

1ipaq

ipf

jpgq

ipf

ipq 0

jpf

ipf

jpq 0 ip

fjp

aq

jpf

ipf

jpcq

(b)

V A

pî

jpgT Ta Tv ip

gT -1/T

ln p

q0 qa

Cip

Gip

ipgq

ipcq

Gjp

jpgq

pm

pj

Cjp

jpcq

ipcT

(a)

60

- sarcina termică a absorbitorului este aproximativ egală cu sarcina

termică a generatorului de vapori ( ga qq );

- se neglijează lucrul mecanic specific al pompei lp.

Dacă se utilizează relaţia pentru eficienţa frigorifică (10.105) şi se

consideră un flux termic unitar primit de generatorul de vapori, primele două

ipoteze menţionate mai sus devin: fc qq 0 şi 1 ga qq . Notând cu

exponenţi „jp” şi „ip” parametrii caracteristici ciclurilor elementare de joasă

respectiv înaltă presiune, valoarea eficienţei frigorifice pentru ciclu cu dublu efect

din fig. 10.29:

jpf

ipf

jpf

ipf

ipf

jpf

ipf

ipf

ipg

jpipo

g

fq

qq

q

q

1

1

00 (10.109)

În general, pentru o instalaţie frigorifică cu absorbţie simplu-efect pentru

climatizare, funcţionând cu amestecul NH3-H2O sau H2O-LiBr se poate estima

valoarea eficienţei frigorifice a ciclului de joasă presiune 75,0jpf [10.6]. În

aceste condiţii, variaţia eficienţei frigorifice f poate fi reprezentă în funcţie de

eficienţa ciclului de înaltă presiune ipf (fig. 10.30).

Fig. 10.30. Variaţia eficienţei frigorifice a ciclului dublu-efect în funcţie de eficienţa frigorifică a

ciclului de înaltă presiune.

Se constată că prin utilizarea acestui ciclu dublu-efect se obţin creşteri ale

eficienţei frigorifice de 70...80%, comparativ cu ciclul simplu-efect, funcţie de

tipul amestecului utilizat în instalaţie.

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 ipf

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

1,8

f

H2O-LiBr

NH3 –H2O

61

10.1.4. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRESIE MECANICĂ DE

GAZE (IFCMG)

Aceste instalaţii utilizează în calitate de agent frigorific aerul sau alte gaze

necondensabile (azot, hidrogen, heliu, etc.).Aerul, ca agent frigorific, a fost utilizat

cu mult înaintea apariţiei instalaţiilor cu compresie de amoniac sau bioxid de

carbon [10.3]. Utilizarea aerului are avantajul absenţei toxicităţii şi posibilităţii

obţinerii sale direct din atmosferă, deci fără costuri suplimentare. Dezavantajele

principale ale instalaţiilor frigorifice cu comprimarea gazelor sunt:

- valori coborâte ale eficienţei frigorifice a ciclului;

- necesitatea unor debite mari de gaze, datorită căldurilor specifice coborâte;

- dimensiuni mari ale aparatelor schimbătoare de căldură, datorită

coeficienţilor de convecţie coborâţi ce caracterizează gazele;

- necesitatea utilizării gazelor perfect uscate, dacă nivelul de temperaturi

coboară sub 0ºC, pentru a evita formarea unor cristale de gheată în

detentorul instalaţiei.

Datorită acestor dezavantaje, instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică

de gaze sunt rar utilizate, fiind întâlnite în special în domeniul condiţionării, cu

agent de lucru aerul, atunci când toxicitatea este un factor hotărâtor.

După tipul proceselor care se desfăşoară în aceste instalaţii se disting:

- instalaţii cu procese în curgere continuă şi în regim staţionar (permanent),

bazate pe ciclul clasic Joule (Brayton) ce se desfăşoară între două adiabate

şi două izobare, utilizându-se pentru compresie şi destindere turbomaşini;

- instalaţii cu procese periodice în regim nestaţionar bazate pe ciclul Stirling

compus din două izoterme şi două izocore. Acest ciclu necesită un

regenerator de căldură ce lucrează în regim nestaţionar.

Utilizarea instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de gaze în regim

nestaţionar este determinată printre altele de ameliorarea performanţelor

instalaţiilor bazate pe ciclul Joule, care în condiţiile interacţiunii cu surse de

căldură la temperaturi constante determină pierderi exergetice de căldură cauzate

de ireversibilităţile externe (respectiv de diferenţele finite de temperatură care

caracterizează transferul de căldură între agentul de lucru şi sursele de căldură).

Schema şi ciclul teoretic în diagrama T-s al instalaţiei frigorifice cu

compresie mecanică de gaze fără regenerare cu funcţionare în regim staţionar

sunt prezentate în figura 10.30.

Procesele caracteristice acestei instalaţii sunt următoarele:

(1-2) - compresie adiabată reversibilă în turbocompresor (TC) de la presiunea p1 la

presiunea p2, ceea ce determină o creştere de temperatură de la T1 la T2, superioară

temperaturii mediului ambiant Ta. În cadrul acestui proces se consumă lucru

mecanic de compresie lc;

(2-3) - răcire izobară în răcitorul de gaz (RG) cu scăderea temperaturii de la T2 la

T3 = Ta (proces teoretic), cu apă de răcire;

(3-4) - destindere adiabată – izentropă de la presiunea p2 la presiunea p1, ce

determină scăderea de temperatură de la T3 = Ta la T4 < T0 (temperatura mediului

rece). În cadrul acestui proces se produce lucrul mecanic de detentă ld;

(4-1) - încălzirea izobară a agentului de lucru în camera frigorifică (CF) cu

preluarea cantităţii de căldură q0.

62

(a)

(b)

Fig. 10.30. Schema de principiu şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică

de gaze fără regenerare cu funcţionare în regim staţionar:

a – schema instalaţiei; b – ciclul teoretic în diagrama T-s;

CM – camera frigorifică; TC – turbocompresor; RG – răcitor de gaz; TD – turbodetentor.

TC

RG

CF

TD ~ M

1

2 3

4

lc

q0

qr

ld

1

2

3

4

p1 = p4

s3 = s4 s1 = s2

T3=Ta

T4<T0

T

s

s

p2 = p3

T1=T0

T2>Ta

63

Agentul de lucru (agentul frigorific) consumă lucru mecanic în compresor

şi produce lucru mecanic în detentor, eliminându-se astfel pierderile prin laminare

de la instalaţia frigorifică cu compresie mecanică de vapori. De asemenea, agentul

frigorific preia căldură din camera frigorifică şi o cedează mediului ambiant prin

intermediul unui răcitor de gaze. Deoarece lucrul mecanic de compresie este mai

mare ca lucrul mecanic de detentă, diferenţa este furnizată din exterior de către un

motor electric de antrenare.

Lucrul mecanic total al ciclului rezultă în acest caz:

kg

kJlll dct (10.110)

Lucrul mecanic de compresie, sarcina termica specifică a răcitorului de

gaze, lucrul mecanic de detentă şi sarcina frigorifică specifică se pot determina cu

relaţiile:

kg

kJTTcTTcl pmpmc 0212 (10.111)

kg

kJTTcTTcq apmpmr 232 (10.112)

kg

kJTTcTTcl apmpmd 443 (10.113)

kg

kJTTcTTcq pmpm 40410 (10.114)

Ecuaţia de bilanţ termic se poate scrie:

kg

kJlqlq drc0 (10.115)

de unde rezultă lucrul mecanic specific total al instalaţiei ca fiind:

kg

kJqql rt 0 (10.116)

Eficienţa frigorifică pentru ciclul teoretic este:

64

1

1

1

1

1

1

40

2

40

2

0

0

00

TT

TT

TTc

TTc

q

qqq

q

l

q

a

pm

apmrrt

ft (10.117)

Ecuaţia adiabatei pentru procesele din cadrul ciclului Joule, funcţie de

coeficientul adiabatic al agentului de lucru este:

.ctvp sau (10.118)

.1 ctvT (10.119)

rezultă că şi ...

111

ctpTpctvctvp

, deci:

.

1

ctpT

(10.120)

Notându-se raportul de compresie al ciclului 4

3

1

2

p

p

p

p se poate scrie

pentru procesul 1-2:

1

02

1

2

102

1

22

1

11

01

TT

p

pTTpTpT

TT

(10.121)

iar pentru procesul (3-4):

1

4

1

4

34

1

44

1

33

3

aa

TT

TTp

pTTpTpT

a

(10.122)

În consecinţă, raportul temperaturilor din expresia eficienţei frigorifice

(10.117) rezultă:

1

0

1

0

0

001

0

1

0

01

0

1

0

40

2

1

1

11

1

1

1

T

T

T

T

T

Tx

x

x

x

T

T

x

x

T

T

T

T

T

T

T

T

TT

TT

TT

TT

a

a

a

aa

a

aa

a

aa

(10.123)

65

deci, expresia finală a eficienţei frigorifice teoretice, funcţie de raportul de

compresie , este:

1

1

1

ft (10.124)

Se constată că la creşterea raportului de compresie eficienţa frigorifică

scade. În cazul procesului real eficienţa frigorifică scade sub cea teoretică, cum se

poate constata din fig. 10.31.

Fig. 10.31. Ciclul real (în diagrama T-s) al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de gaze

fără regenerare cu funcţionare în regim staţionar

Ciclul teoretic în diagramele T-s şi p-v al instalaţiei frigorifice cu

compresie mecanică de gaze cu regenerare internă în regim nestaţionar

(Ciclul Stirling) este prezentat în fig. 10.32.

În cazul acestui ciclu parametrii gazului se modifică nu numai de la un

punct la altul, dar şi în cadrul aceluiaşi punct în timp (regim nestaţionar). Ciclul

Stirling, după care funcţionează în regim nestaţionar instalaţia frigorifică cu

regenerare, îmbunătăţeşte ireversibilităţile interne ale proceselor caracteristice

ciclului Joule şi se compune din două izoterme şi două izocore.

1

2

3

4

p1 = p4

s3 = s4 s1 = s2

T3=Ta

T4<T0

T

s

s

p2 = p3

T1=T0

T2>Ta

2r

4r

66

(a)

(b)

Fig. 10.32. Ciclul teoretic (a - în diagrama T-s; b – în diagrama p-v) al instalaţiei frigorifice cu

compresie mecanică de gaze cu regenerare cu funcţionare în regim nestaţionar

1

3

2

4

p

v v2 = v3 v1 = v4

p1

p2

p3

p4

q0

ld

qr

lc

lt Ta = ct.

T0 = ct.

1

3

2

4

T

s s3

Ta

q0

v1 = v4

T0

s2 s4 s1

v2 = v3

67

Schema de principiu, pe care se bazează funcţionare instalaţiei frigorifice

cu regenerare, în regim nestaţionar este prezentată în fig. 10.33.

(a)

(b)

(c)

(d)

Fig. 10.33. Schema de principiu a instalaţiei frigorifice cu regenerare, în regim nestaţionar

Procesele ce caracterizează funcţionarea acestei instalaţii sunt următoarele:

- la trecerea din starea 1 în starea 2 pistonul compresorului se deplasează în

cilindru de la dreapta la stânga (a-b) iar gazul este comprimat izotermic de la

presiunea p1 la presiunea p2. Căldura de comprimare este evacuată cu

ajutorul unei pompe de răcire la temperatura Ta în răcitorul compresorului;

- la trecerea din starea 2 în 3 (b-c) atât pistonul compresor cât şi cel detentor

se deplasează spre stânga cu aceeaşi viteză astfel încât gazul trece din spaţiul

de compresie în cel de destindere. Procesul este deci izocor şi prin

p2

v2

T2

p1, v1, T1

lc

qr

q0

ld Regenerator

Compresor Detentor

p3

v3

T3

p4, v4, T4

68

transvazare gazul vine în contact cu umplutura rece a regeneratorului,

micşorându-şi temperatura de la Ta la T0;

- la trecerea din starea 3 în 4 (c-d) se deplasează spre stânga numai pistonul

detentor astfel că gazul se destinde izoterm (T0 = ct.) de la presiunea p3 la p4.

Astfel se preia de la sursa rece cantitatea de căldură q0 pentru menţinerea

constantă a temperaturii T0;

- la trecerea din starea 4 în 1 (d-a) ambele pistoane se deplasează cu aceeaşi

viteză spre dreapta iar gazul este transvazat izocor din spaţiul de destindere

în cel de comprimare. In acest proces gazul se încălzeşte în contact cu

umplutura caldă a regeneratorului pe care o răceşte. În continuare procesele

se repetă.

Mişcarea pistoanelor este efectuată prin intermediul unor mecanisme bielă-

manivelă iar transvazările pe ciclu se realizează cu ajutorul unor supape comandate

de nişte came antrenate de mişcarea pistoanelor.

Puterea frigorifică specifică a gazului obţinută în procesul de destindere

izotermic 3-4 la temperatura T0 este:

43

4

30

2

10

3

400

43

lnlnln0

ssaria

p

pTR

V

VTR

V

VTRlq T

(10.125)

Lucrul mecanic în compresia izotermă 1-2 la temperatura Ta este:

21

2

1 21ln ssariaV

VTRql arTa

(10.126)

Căldura cedată de gaz în procesul izocor 2-3 este preluată de umplutura

regeneratorului în procesul izocor 4-1, având expresia:

41320 4132 ssariassariaTTcq avrg (10.127)

Lucrul mecanic total al ciclului rezulta în consecinţă:

14321ln2

10

000

ariaV

VTTR

qqqqqqlll

a

argrgaTTt a

(10.128)

În aceste condiţii, eficienţa frigorifică a ciclului Stirling este:

69

C

aaa

t

S

T

TTT

T

V

VTTR

V

VTR

l

q

1

1

ln

ln

0

0

0

2

10

2

10

0 (10.129)

unde: C este eficienţa frigorifică a ciclului Carnot format din 2 adiabate şi 2

izoterme.

10.1.5. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU EJECTIE

Instalaţiile frigorifice cu ejecţie îşi bazează funcţionarea tot pe ciclul

Carnot inversat, compresia vaporilor de agent frigorific realizându-se, în acest caz,

cu ajutorul ejectoarelor. Principial, în aceste instalaţii se poate utiliza orice agent

frigorific, în prezent însă se întâlnesc numai instalaţii care utilizează apa ca agent

frigorific numite şi instalaţii frigorifice cu jet de abur.

Apa ca agent frigorific are o seamă de avantaje, legate de preţul coborât,

netoxicitate, absenţa pericolului de explozie, căldură de vaporizare mare (la 0ºC, r

= 2500 kJ/kg). În schimb, utilizarea apei necesită presiuni de lucru foarte coborâte

şi volume mari (la 0ºC corespunde o presiune de vaporizare de 0,00608 bar,

volumul specific al vaporilor fiind 1211 m3/kg) şi este limitată de punctul triplu (T

= 0,0098 ºC). Din aceste cauze, apa nu se utilizează ca agent frigorific în instalaţiile

frigorifice cu compresie mecanică de vapori. În cazul instalaţiilor frigorifice cu

ejecţie, utilizarea apei ca agent frigorific permite folosirea aburului ca agent primar

în ejector, ceea ce, mai ales când acest abur este extras prin prizele unei turbine de

cogenerare, poate conduce la avantaje energetice şi economice sensibile.

Domeniul de utilizare cel mai indicat pentru aceste instalaţii este cel al

condiţionării aerului, unde nivele de frig necesare sunt mai ridicate sau cel al

producerii apei reci (8...12 ºC) necesară unor răciri industriale, în special în

industria chimică şi alimentară. Posibilitatea utilizării aburului produs în regim de

cogenerare în instalaţiile de condiţionare, conduce şi la mărirea puterii electrice

realizate în acest regim, precum şi la aplatizarea curbei clasate a necesarului de

căldură în perioada de vară, efecte favorabile pentru centrala electrică de

cogenerare, care trebuie avute în vedere la alegerea tipului de instalaţie frigorifică

pentru condiţionare.

Un avantaj important al acestor instalaţii este fiabilitatea ridicată datorită

absenţei pieselor în mişcare, nefiind practic necesar un personal de exploatare. În

acelaşi timp ele se pot realiza la capacităţi mari de răcire.

Instalaţiile frigorifice cu ejecţie se construiesc, de obicei, după două

scheme principale: cu condensator de suprafaţă (în circuit închis) şi cu condensator

de amestec (în circuit deschis) [10.3].

Instalaţia în circuit închis are avantajul recuperării condensatului,

gabaritului mai redus şi posibilităţii montării în imediata apropiere a

consumatorului. Dezavantajele instalaţiei constau în costul mai ridicat şi în

prezenţa unor echipamente suplimentare (pompe, regulatoare de nivel şi presiune,

ventile).

70

Instalaţia în circuit deschis necesită, în general, un consum mai redus de

abur primar şi este mai ieftină, în schimb, nu permite returnarea condensatului,

ceea ce constituie un dezavantaj important, în special, în cazul alimentării cu abur

de la o centrală electrică de cogenerare.

In continuare se va trata doar instalaţia în circuit închis, principiul de

funcţionare al celor două variante constructive fiind acelaşi.

Schema instalaţiei frigorifice cu jet de abur în circuit închis este prezentată

în figura 10.34. În instalaţie se realizează trei circuite: circuitul aburului primar,

circuitul agentului frigorific şi circuitul purtătorului de frig. Agentul frigorific

utilizat este apa care circulă printr-o instalaţie cu vapori clasică (ciclul 1234561)

cuplată cu o instalaţie frigorifică simplă (ciclul 237892).

Fig. 10.34. Schema instalaţiei frigorifice cu jet de abur

E – ejector; V – vaporizator; VL – ventil de laminare, C – condensator; P – pompă; CZ – cazan;

PÎ – preîncălzitor, F – focar; SI – supraîncălzitor

Reprezentarea în diagrama T-s este calitativă (fig. 10.35) datorită debitelor

diferite care circulă prin cele două circuite cuplate, debitul de vapori (abur primar)

produs de cazan este pm şi cel de vapori reci antrenaţi din vaporizator Vm . Se

defineşte astfel factorul de debit sau consumul specific de abur ca fiind raportul

dintre debitul de abur produs de cazan (generatorul de abur) şi debitul de apă ce

circulă prin instalaţie frigorifică:

SI

F (2’+8)

8’

9’

(2+9) PÎ

P

E

C

CZ

V

VL

8

7

3

4

5

6

1

Qcz

Qc Q0

pm

Vm

71

V

p

m

m

. (10.130)

Inversul consumului specific de abur poartă denumirea de coeficient de

injecţie sau factor de ejecţie:

p

V

m

mu

1. (10.131)

Fig. 10.35. Ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu jet de abur în diagrama T-s

Aburul primar produs în generatorul de abur (1), se destinde adiabatic în

ajutajul ejectorului E până în starea (2’) corespunzătoare presiunii din vaporizatorul

instalaţiei (V) pv. In camera de amestec a ejectorului aburul primar (2’) se amestecă

cu aburul produs în vaporizator (8). Amestecul (8’) este comprimat adiabatic în

difuzorul ejectorului (8’-9’) până la presiunea din condensator pc. Comprimarea,

respectiv creşterea presiunii aburului în difuzorul ejectorului se realizează pe baza

scăderii energiei cinetice. În condensatorul C aburul condensează izobar-izoterm

(9’-3), cedând căldura Qc unui agent termic de răcire. Condensatul format se

împarte în două direcţii. O parte ( pm ) este comprimat şi trimis la generatorul de

abur, unde se preîncălzeşte până la temperatura de saturaţie (4-5), apoi vaporizează

(5-6) şi se supraîncălzeşte (6-1). Cealaltă parte a condensatului ( Vm ) este laminată

(3-7) până la presiunea pv, apoi vaporizează în vaporizatorul V (7-8). În procesul de

1 6

T

s

C

2

2’ 8’ 8

9 9’

5

4

3

7

[1 kg]

[ kg]

TCZ

TC

TV

72

vaporizare se primeşte căldura Q0 de la mediul răcit prin intermediul unui purtător

de frig

Pentru determinarea consumului specific de abur , se scrie ecuaţia de

bilanţ termic a ejectorului, pentru 1 kg de abur absorbit din vaporizator:

'8'9'21 1 hhhh . (10.132)

Înlocuind procesul de comprimare din difuzorul ejectorului (8’-9’) cu două

procese separate pentru aburul primar (2’-2) şi vaporii reci antrenaţi din

vaporizator (8-9), se poate scrie:

89'22'8'91 hhhhhh , (10.133)

de unde se obţine:

21

89

hh

hh

. (10.134) (10.42)

Debitul masic de vapori reci se determină cu relaţia:

skgq

QmV /

0

0 , (10.135)

unde q0 este sarcina frigorifică specifică:

kgkJhhq /780 . (10.136)

Rezultă imediat debitul masic de abur primar:

skgmm Vp / . (10.137)

Puterea termică a condensatorului este:

kWhhmmQ Vpc 3'9 (10.138)

Puterea termică a cazanului se determină, neglijând efectul pompei

( 43 hh ), cu relaţia:

kWhhmQ pcz 31 . (10.139)

Eficienţa frigorifică a ciclului este:

73

31

38

31

380

hh

hhu

hh

hh

m

m

Q

Q

p

v

cz

f

, (10.140)

iar eficienţa ciclului de încălzire:

f

czcz

cz

cz

c

Q

Q

Q

QQ

Q

QCOP

11 00 (10.141)

Ciclul real al instalaţiei frigorifice cu jet de abur se deosebeşte de cel

teoretic din cauza imperfecţiunilor proceselor gazodinamice şi a construcţiei

ejectorului. Apar astfel pierderi în ajutaj, în camera de amestec şi în difuzor, care

conduc la necesitatea măririi debitului de abur primar.

O altă deosebire a ciclului real se datorează schimbului de căldură din

vaporizator şi condensator, care are loc la diferenţe finite de temperatură. In cazul

utilizării aparatelor cu amestec, acest efect se poate neglija.

10.2. POMPE DE CĂLDURĂ

10.2.1. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE AL POMPEI DE

CĂLDURĂ

Pompa de căldură (PC) reprezintă o instalaţie termodinamică a cărei

funcţionare de principiu urmăreşte ridicarea nivelului energetic al unei surse de

potenţial coborât prin consumarea unei cantităţi de energie suplimentară din

exterior.

Principiul de funcţionare al pompelor de căldură, ca şi în cazul instalaţiilor

frigorifice, se bazează pe ciclul Carnot inversat. În practică, s-a dezvoltat o

varietate de tipuri de pompe de căldură clasificate în general după principiul de

funcţionare astfel:

- cu compresie mecanică de vapori sau gaze: Carnot inversat, Joule,

Brayton, Stirling, etc.;

- cu compresie termochimică, de tipul celor cu fluide binare, cu

absorbţie;

- cu compresie prin ejecţie;

- cu separatoare termice de tipul tubului lui Ranque;

- bazate pe efectul Peltier, etc.

Cele mai dese utilizări ale pompei de căldură sunt cele pentru climatizare,

preparare apă caldă de consum sau industrială, încălzirea spaţiilor de locuit, sau

diferite aplicaţii industriale cum ar fi: uscarea materialelor poroase, vaporizarea

produselor volatile, sterilizarea, concentrarea soluţiilor, etc.

Se constată deci, că nivelul termic la utilizator nu are valori foarte ridicate

ca şi cele impuse de ciclurile producătoare de lucru mecanic, ele situându-se în

jurul valorilor de 50ºC...90ºC sau maxim 120ºC...130ºC pentru ciclurile pompelor

74

de căldură de înaltă temperatură. De asemenea, ca surse de căldură de potenţial

coborât se pot valorifica cantităţile de căldură ce pot fi preluate din mediul ambiant

(energia termică a apelor de suprafaţă, de adâncime, geotermală, solară sau a

solului) precum şi cele deşeu rezultate din diferitele procese industriale sau

domestice (ape de răcire, flote calde uzate, condensat impurificat, apele menajere

după tratarea lor în instalaţiile de epurare, etc.).

În fig. 10.36 se prezintă sintetic încadrarea pompelor de căldură în

domeniul temperaturilor uzuale în comparaţie cu celelalte instalaţii termodinamice:

cicluri directe (motoare), instalaţiile frigorifice sau cele combinate, instalaţii

frigorifice – pompe de căldură.

Fig. 10.36. Încadrarea pompei de căldură în raport cu mediul ambiant.

Dintre pompele de căldură enumerate mai sus s-au dezvoltat în mod

special cele cu absorbţie şi cele cu compresie mecanică de vapori.

Pompa de căldură cu compresie mecanică utilizând un fluid activ real (de

tipul celor frigorifice) este prezentată în fig.10.37.a, iar în fig.10.37.b ciclul Carnot

inversat aferent, în diagrama entropică de stare T-s.

Cele patru elemente principale ale pompei de căldură sunt: compresorul

(K) în care vaporii fluidului termodinamic se comprimă de la pv la pc ridicându-şi

temperatura de la Tv la Tc pe baza puterii de compresie primită din exterior Pc

(procesul 1-2); condensatorul (C) în care are loc condensarea vaporilor comprimaţi,

cedând căldura latentă utilizatorului Qc (procesul 2-3); detentorul (D) care are rolul

de a reduce din nou presiunea la cea din vaporizator (pv < pc) în vederea asigurării

capacităţii de preluare a căldurii la temperatura mai coborâtă (procesul 3-4);

vaporizatorul (V) în care fluidul termodinamic preia căldura Qv de la resursa

t(ºC)

900

-60

-30

-90

0

3

0

60

30

90

CM

PC

IF

PC

IF

75

recuperabilă de potenţial coborât şi vaporizează, asigurând premizele reluării

ciclului (procesul 4-1)

Având în vedere bilanţul energetic al ciclului, rezultă:

tvc PQQ [J] (10.142)

Deoarece pentru un fluid condensabil real, lucrul mecanic de detentă nu se

poate recupera economic, bilanţul energetic se reduce la relaţia:

cvc PQQ [J] (10.143)

unde: Pt şi Pc reprezintă puterea totală respectiv de compresie preluată din afara

ciclului.

Fig. 10.37. Principiul pompei de căldură (a) şi diagrama entropică de stare T-s (b):

C - condensator; V - vaporizator; K - compresor; D - detentor; M - motor electric.

Se defineşte eficienţa sau coeficientul de performanţă (COP) al ciclului ca

raportul dintre căldura cedată la condensator (Qc) şi puterea consumată în cursul

ciclului (Ptot):

vc

c

t

c

QQ

Q

P

QCOP

(10.144)

Având în vedere că, pentru cazul ideal Carnot inversat, procesele termice

de primire şi cedare de căldură sunt izoterme, atunci [10.12]:

32 ssTQ cc

[J] (10.145)

(a) (b)

C

V

K M D

Qv

Qc

Pc

Consumator T (ºK)

1

2 3

4

T

c

Tv

s3=s4 s1=s2 s(kJ/kgK) R.E.S

Cr

a)

util

iza

re

pen

tru

pro

duc

ţia

de

frig

76

şi

3241 ssTssTQ vvv [J] (10.146)

Înlocuind în expresia eficienţei teoretice Carnot, rezultă:

11

1

1

C

C

c

vvc

cC

T

TTT

TCOP

(10.147)

unde: C şi C reprezintă randamentul ciclului Carnot direct şi respectiv eficienţa

frigorifică Carnot pentru instalaţiile echivalente ce ar lucra între Tv şi Tc.

Deoarece Tv < Tc se constată că COPC > 1, şi variază invers proporţional cu

ecartul de temperatură între cele două surse. Deci o performanţă ridicată se poate

realiza pe o instalaţie la care „înălţimea de pompare (Tc - Tv)” este cât mai redusă.

În cazul instalaţiilor cu fluide reale, o influenţă definitorie asupra

posibilităţilor de realizare ale ciclurilor termodinamice o are forma curbei de

saturaţie. Astfel un compresor real, de obicei volumetric cu piston, nu poate

funcţiona corect în domeniul vaporilor umezi, deoarece picăturile de lichid care

apar în procesul de aspiraţie-compresie conduc la lovituri hidraulice ce îl poate

deteriora.

Din acest motiv, pentru fluidele care au curba vaporilor saturaţi uscaţi “cu

întoarcere” sau “pantă pozitivă”, pentru care (T/s)vap. sat. > 0, compresia adiabat

izentropă care pleacă de pe curba de saturaţie, conduce la intrarea în zona umedă,

la atingerea temperaturii de condensare Tc (fig.10.38.a) [10.16].

Pentru a evita acest neajuns este necesară supraîncălzirea izobară a

vaporilor la intrarea în compresor, fapt ce conduce la creşterea temperaturii

echivalente de vaporizare Tv,ech> Tv (fig.10.38.b).

În ipoteza că toate procesele termodinamice sunt reversibile, coeficientul

de performanţă devine:

echvc

c

vc

c

TT

T

QQ

QCOP

,'

(10.148)

Dimpotrivă, în cazul fluidelor termodinamice cu “panta negativă” adică,

(T/s)vap.sat < 0, pentru realizarea unui proces strict de condensare, compresia

adiabat-izentropă trebuie să înceapă din domeniul vaporilor umezi, fapt ce

dăunează din punct de vedere tehnologic, după cum am arătat deja (fig.10.39.a).

Dacă procesul de comprimare izentropic va porni de pe curba vaporilor saturaţi,

atunci va atinge presiunea de condensare în domeniul vaporilor supraîncălziţi, ce

va conduce deci la creşterea temperaturii echivalente de condensare Tc,ech > Tc

(fig.10.39.b).

77

a) ciclul fără supraîncălzirea vaporilor b) cu supraîncălzirea vaporilor

la aspiraţia compresorului la aspiraţie

Fig. 10.38 Influenţa curbei de saturaţie asupra ciclului reversibil

a) ciclul fară supraîncălzirea vaporilor b) ciclul cu supraîncălzirea vaporilor

la condensare la condensare

Fig. 10.39. Influenţa curbei de saturaţie cu pantă negativă asupra ciclului reversibil al PC

s[kJ/kgK]

T [K] T [K]

s[kJ/kgK]

Tc Tc

Tv Tv

Tv,ech

1 1

1’

2 2 3 3

4 4

0

sats

T 0

sats

T

Tc Tc

Tv Tv

Tc,ech

1 1

1’

2 2 3 3

4 4

s[kJ/kgK] s[kJ/kgK]

T [K] T [K]

0

sats

T 0

sats

T

78

În consecinţă, având în vedere ipotezele din cazul anterior, coeficientul de

performanţă devine:

vechc

echc

vc

c

TT

T

QQ

QCOP

,

,

'

'

(10.149)

Ciclul de bază, reversibil al unei pompe de căldură, necesită din raţiuni

termodinamice şi de securitate în funcţionarea compresoarelor volumetrice cu

piston, un proces de compresie, în zona de vapori uscaţi.

De asemenea, pentru creşterea încărcării termice volumice a

vaporizatorului instalaţiei, este necesar ca acesta să fie alimentat cu un amestec

bifazic cu titlul cât mai redus (deoarece coeficienţii de transfer de căldură sunt mai

ridicaţi pentru faza lichidă, decât pentru cea gazoasă).

Întrucât procesul de detentă al lichidului în ventilul de laminare este

izentalpic, acesta conduce la apariţia vaporilor umezi la intrarea în vaporizator.

Pentru reducerea titlului amestecului se procedează la subrăcirea lichidului după

condensare (proces izobar).

Acest lucru are şi un efect pozitiv asupra funcţionării detentorului, prin

eliminarea riscului de apariţie a vaporilor în secţiunea minimă a acestuia în timpul

laminării şi implicit la reducerea efectului de blocare, prin micşorarea capacităţii

de trecere.

În consecinţă faţă de cele patru elemente ale schemei de bază mai pot

apărea următoarele aparate:

un subrăcitor de lichid plasat la ieşirea din condensator, şi care cedează

energia sub formă de căldură sensibilă fie unei surse de răcire externe,

fie vaporilor înainte de intrarea în compresor (subrăcire regenerativă);

un supraîncălzitor de vapori, la ieşirea din vaporizator (necesar

asigurării începutului compresiei cu vapori uscaţi).

Astfel se admite o supraîncălzire de câteva grade pentru fluidele cu alura

curbei din fig.10.39, sau zeci de grade pentru cele cu alura din fig. 10.38.

Dacă subrăcirea lichidului după condensare se realizează pe baza

preîncălzirii agentului termic la utilizatorul de căldură, atunci cantitatea de căldură

QSR intră în efectul util al instalaţiei, ce conduce la creşterea eficienţei sale:

t

SRc

SRP

QQCOP

(10.150)

unde: Qc, QSR,, Pt sunt cantităţile de căldură totale la condensator şi la subrăcitor şi

respectiv puterea mecanică totală consumată pe ciclu, în kW.

În cazul pompei de căldură reale luând în consideraţie prezenţa diferitelor

surse de ireversibilitate, ciclul urmat este diferit de cele descrise anterior.

Principalele ireversibilităţi interne şi externe sunt:

compresia nu mai este izentropică ci politropică, şi se realizează cu un

randament indicat (i) subunitar al compresorului, element ce conduce

79

printre altele, la creşterea lucrului mecanic specific de compresie, dar

în acelşi timp şi a căldurii la consensator;

transferul de căldură, pentru toate aparatele schimbătoare de căldură

de suprafaţă se face la diferenţă finită şi variabilă de temperatură, fapt

ce conduce la creşterea ireversibilităţilor ciclului;

procesele de curgere atât în faza lichidă cât şi gazoasă se desfăşoară cu

frecare, fapt ce conduce la creşterea pierderilor de presiune.

Complexitatea proceselor funcţionale în cazul pompei de căldură reale

(fig.10.40) impune adoptarea unor ipoteze simplificatoare ce permite definirea unui

ciclu de calcul al acestei instalaţii [10.17]:

- procesul de compresie este considerat adiabat ireversibil (cu creştere

de entropie), ipoteză ce se apropie de realitate, mai ales în cazul

turbocompresoarelor;

- procesul de desupraîncălzire-condensare-subrăcire, ce are loc în

condensator-subrăcitor se realizează la o temperatură de condensare

superioară temperaturii medii a agentului încălzit, fapt ce imprimă

transformării un caracter de ireversibilitate;

- procesul de laminare este adiabat ireversibil datorită în principal

frecărilor interne;

- procesul de vaporizare se desfăşoară la o temperatură inferioară

temperaturii medii a resursei de căldură secundară (RES) recuperată.

Fig.10.40 Schema simplificată de calcul a ciclului real

M K VL

t(C)

S(m2)

S(m2)

t(C)

ti’

ti’

ti”

ti”

tc

tSR

tV

ta’

t

ta”

ta’ ta

”

V

C

SR

t

tmi

tma

tmc

tmc

tmv

80

Având în vedere cele arătate mai sus, ciclul real în diagrama T-s pentru

pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori este prezentat în fig. 10.41.

Fig.10.41. Ciclul real al pompei de căldură în diagrama T-s

Toate ireversibilităţile ciclului real coboară coeficientul de performanţă,

care funcţie de notaţiile din fig.10.41 devine:

34

74

hh

hhCOPreal

(10.151)

Se defineşte “randamentul de transformare” sau “gradul efectiv de

reversibilitate” faţă de ciclul Carnot inversat, raportul dintre eficienţa efectivă a

ciclului real şi cel Carnot care evoluează între aceleaşi temperaturi extreme:

C

realtr

COP

COP

(10.152)

Pentru pompele de căldură cu compresie mecanică de vapori cu

compresoare volumetrice de puteri mici gradul de reversibilitate este cuprins între

0,35 - 0,45, iar pentru cele de puteri medii şi mari între 0,6 - 0.65.

În ceea ce priveşte însă pompele termice antrenate cu turbocompresoare

valorile lui tr cresc odată cu creşterea puterii termice, astfel:

81

- pentru Qc = 200 -1000 kW, tr = 0,45 - 0,55

- pentru Qc =1000 -3000 kW, tr = 0,55 - 0,60

- pentru Qc > 3000 kW, tr = 0,60 - 0,65

Pompele de căldură prezintă o sensibilitate mai redusă faţă de pierderile

cauzate de ireversibilităţi, în raport cu instalaţiile frigorifice, deoarece pierderile de

exergie sunt transferate parţial sau total sursei de căldură de potenţial ridicat.

Diferitele realizări de cicluri termodinamice ale pompelor de căldură sunt similare

cu cele prezentate în capitolul 10.1, unde s-au tratat explicativ instalaţiile

frigorifice.

10.2.2 ANALIZA EXERGETICĂ A CICLULUI REAL AL

POMPEI DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE

VAPORI

Având în vedere o instalaţie de pompă de căldură reală care lucrează

integral deasupra mediului ambiant, bilanţul exergetic al pierderilor cauzate de

ireversibilităţile interne şi externe se bazează [10.5] pe ecuaţia fundamentală de

bilanţ exergetic dată de relaţia:

'

intirtq lee (10.153)

în care:

vc qqq eee , este suma exergiilor căldurii schimbate de unitatea de

masă de agent termodinamic la condensator-subrăcitor şi vaporizator;

0e , este variaţia exergiei agentului de lucru la parcurgerea ciclului

(închis) al pompei de căldură;

ct ll , reprezintă suma lucrurilor mecanice pe întreg ciclul şi care în

cazul detentei prin laminare se confundă cu lucrul mecanic de compresie;

'''

int comlam iririr , reprezintă suma pierderilor cauzate de

ireversibilitatea internă a proceselor de laminare şi comprimare considerate

adiabatice şi raportate la temperatura mediului ambiant Ta:

comcomlamlam irairirair sTsT '' ; (10.154)

Ţinând cont că, lucrul mecanic specific de compresie şi exergia căldurii

sunt negative ( 0;0 cqc el ), atunci înlocuindu-le în ecuaţia (10.154), rezultă:

totvc iraqqc sTeel (10.155)

82

Pierderile datorită ireversibilităţilor externe ale proceselor de transfer de

căldură la diferenţă finită de temperatură, la condensator şi vaporizator sunt:

icq

iccm

ai

m

acQqt

T

TQ

T

TqEe 11' (10.156)

v

av

m

aresqQq

T

Tq

T

TQeE

a

vresv11' (10.157)

în care, ţinând cont şi de notaţiile din fig.10.40:

- iQE este exergia căldurii preluate de consumatorul de căldură din

condensator, Qi = cq , la temperatura termodinamică medie:

'

"

'"

lni

i

iim

T

T

TTT

i

;

- resQE - exergia căldurii cedată de resursa de potenţial termic coborât

vaporizatorului pompei de căldură, vres qQ , la temperatura

termodinamică medie:

"

'

"'

lna

a

aam

T

T

TTT

a

;

-

c

cq

q

cm

s

qT

- temperatura termodinamică medie a fluidului de lucru

în condensator-subrăcitor.

Prelucrând ecuaţiile (10.156) şi (10.157) rezultă:

c

icq

icq

cqi

c Ta

mm

mm

ca

mm

caT sTTT

TTqT

TTqT

11' (10.158)

v

a

a

a

vTa

vm

vm

va

mv

vaqsT

TT

TTqT

TTqT

11' (10.159)

unde: prin cTs şi

vTs s-au notat creşterile de entropie datorită ireversibilităţilor

externe de transfer de căldură la condensator şi respectiv la vaporizator, între

agentul termodinamic şi sursele de căldură respective:

83

icq

c

icq

icq

c

mm

m

c

mm

mm

cTTT

Tq

TT

TTqs

(10.160)

vm

m

v

vm

vm

vTTT

Tq

TT

TTqs

a

v

a

a

v

(10.161)

În consecinţă relaţia (10.155), devine:

''''

comlamvcresi irirqTQQc EEl (10.162)

Din bilanţurile, exergetic şi energetic se deduce:

c

m

ac

m

m

m

ac

m

cc

m

c

ac

m

v

m

c

avc

m

aa

m

aiQQ

lT

Tq

T

T

T

Tl

T

lq

T

qTl

T

q

T

qTqq

T

TQ

T

TQEE

ai

a

aai

aiai

resi

1

11

(10.163)

Notând cu:

i

aai

i

m

mmm

m

C

T

TTT

TCOP

1

1, eficienţa termodinamică Carnot a

ciclului inversat ce ar evolua între temperaturile medii imT şi

amT , şi care realizează

aceeaşi putere termică specifică ca şi ciclul real (qc) şi cu:c

cc

COP

ql min,

lucrul

mecanic minim al acestui ciclu, rezultă înlocuind în relaţia (10.162):

cm

ac

m

acQQ l

T

Tl

T

TlEE

aaresi

min, 10.164)

sau, corelând relaţiile anterioare :

'int,min, extc

m

ac

m

a lT

Tl

T

T

aa

sau 'int,min, ext

a

m

ccT

Tll a (10.165)

unde: 'int,ext este suma tuturor ireversibilităţilor interne şi externe, raportate la

temperatura mediului ambiant, Ta .

84

Deoarece : extaext sT int,'int, , rezultă că ecuaţia (10.164), devine:

extcextmcc lsTlla int,min,int,min, (10.166)

unde: extint, este suma ireversibilităţilor totale raportate la temperatura

termodinamică amT a resursei energetice de nivel coborât. Relaţia (10.166) este o

formulare particulară a teoremei Geuy-Stodola [10.10] şi arată că pierderile

exergetice în pompa de căldură reală sunt independente de temperatura mediului

ambiant.

Se defineşte randamentul exergetic al ciclului pompei termice, prin

raportul:

c

ext

c

cex

ll

l

int,min,1 (10.167)

În concluzie se poate exprima coeficientul de performanţă efectiv al

pompei de căldură prin relaţia:

emexCef COPCOP

(10.168)

în care: em este randamentul electromecanic al grupului motor electric-compresor.

Pe baza elementelor analizate mai sus, în fig.10.42 se prezintă diagramele

Sankey ale bilanţului energetic (a), exergetic (b) şi energetic-exergetic (c) pentru

pompa de căldură reală cu compresie mecanică de vapori.

a) b) c) Fig.10.42 Diagramele Sankey ale fluxurilor de energie şi exergie

pentru pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori

qv

cl

cl

qv

cl

min,cl

cvc lqq

ext

cc ll

int,

min,

extcv

cvc

lq

lqq

int,min,

extint,

extint,

85

10.2.3 SURSE DE CĂLDURĂ RECUPERABILE PENTRU

POMPELE TERMICE CU COMPRESIE MECANICĂ DE

VAPORI

“Sursa rece” de la care se recuperează căldura de potenţial termic coborât

în vaporizatorul pompei de căldură reprezintă o componentă esenţială, ale cărei

caracteristici influenţează în mod direct valoarea coeficientului de performanţă a

instalaţiei. Aceasta trebuie să îndeplinească pe cât posibil următoarele condiţii de

bază:

cantitatea de căldură prelucrabilă să fie suficient de mare în raport cu

necesarul consumatorului;

disponibilitate în imediata vecinătate a consumatorului, pentru

reducerea lungimii reţelelor şi a cheltuielilor de transport;

simultaneitate sau mici decalaje în timp, faţă de consumul de căldură;

existenţa pe perioada de viaţă a instalaţiei utilizatoare;

să nu necesite cheltuieli mari pentru amenajare (se recomandă max. 10

-15% din cheltuielile totale ale instalaţiei);

variaţia redusă a parametrilor în timpul anului, etc.

Aceste condiţii precum şi altele legate de consumul de energie pentru

transport, prevenirea dezechilibrelor ecologice sau probleme de poluare a mediului

ambiant, sunt foarte greu de îndeplinit simultan pentru majoritatea surselor de

căldură naturale (aer, apă, sol, energie solară, etc.). Însă, cele mai importante din

condiţiile enumerate pot fi realizate de către sursele de căldură deşeu din industrie

sau din activităţile urbane: apele de răcire, flotele uzate din diferite industrii, aerul

uzat rezultat din climatizări şi încălziri spaţiale, apele de canalizare după staţia de

epurare chimică, etc. De asemenea la acestea se pot alătura sursele geotermice sau

apele freatice de adâcime ca surse naturale după ce în prealabil au fost utilizate în

scopuri tehnologice superioare. Creşterea eficienţei proceselor energetice şi

implicit economice prin reutilizarea r.e.s. se realizează astăzi în mod satisfăcător

prin recuperarea lor în schimbătoare de căldură, însă numai pentru resursele cu

nivel termic mediu şi ridicat. În consecinţă degradarea continuă a energiei conduce

în final la acumularea unor mari cantităţi de căldură de potenţial termic coborât

care de cele mai multe ori se evacuează în atmosferă, contribuind la poluarea

termică a acesteia.

De exemplu, centralele electrice cu condensaţie (CTE, CNE) evacuează cu

apele de răcire cca. 50 - 55% din energia combustibilului. De asemenea o imensă

cantitate de căldură provenită din epurarea apelor industriale uzate şi orăşeneşti

este evacuată în atmosferă la nivele de temperatură de 16 - 28 ºC chiar şi în

anotimpul cel mai friguros. Combinarea favorabilă a marilor fluxuri termice de

potenţial coborât şi a consumatorilor de căldură, determină posibilităţi mai

eficiente de utilizare a instalaţiilor de pompe de căldură şi acest lucru este luat în

considerare ca o principală şi modernă tendinţă de dezvoltare a complexului

combustibil - energie.

În tabelele 10.5 şi 10.6 se prezintă centralizat caracteristicile generale ale

surselor de căldură naturale şi a surselor de căldură deşeu.

86

Tabelul 10.5. Caracteristicile surselor de căldură naturale

Caracte-

ristica

sursei

Aer

exterior

Apă freatică Apă de

suprafaţă

Sol Radiaţie

solară

Disponi-

bilitate

locală

nelimitată

incertă

cu restricţii

cu

amenajări

speciale

peste tot

Disponi-

bilitate în

timp

nelimitată funcţie de

adâncimea

de foraj

funcţie de

anotimp şi

precipitaţii

mereu aleatorie,

neprevizi-

bilă

Nivelul de

tempera-

tură

acceptabil

pentru cca.

3/4 din

trimpul de

încălzire

10...15 C

variabil în

timpul anului

scade în

timpul

exploată-

rii

foarte bun

în perioada

de insolaţie

Evoluţia

tempera-

turii în

timp

inversă cu

necesarul

de căldură

Aproxima-

tiv constantă

variabilă cvasi-

constantă

inversă cu

necesarul

de căldură

Cheltuieli

de

investiţie

pentru

captare

relativ

reduse

cresc cu

adâncimea

de forare

relativ reduse mari mari

Cheltuieli

de

exploatare

medii medii foarte mici foarte mici mari

Alte

condiţii

specifice

necesită

automati-

zare

specială;

necesită

sursă

suplimen-

tară de

căldură;

necesită

măsuri de

izolare

fonică; are

capacitate

mică de

livrare la

vârful

maxim

termic

probleme

speciale de

eliminare a

depunerilor;

probleme de

evacuare în

emisarii de

suprafaţă;

îmbătrânirea

puţurilor în

timp;

probleme de

coroziune ,

depuneri,

formare de alge;

necesită sursă

suplimentară de

căldură;

probleme

dificile ptr.

repararea

reţelei

îngropate

la

adâncime;

solicită o

suprafaţă

mare de

teren;

afectează

vegetaţia

terestră;

pune

probleme

de

regenera-re

a potenţia-

lului

termic.

necesită

suprafaţă

mare de

captare;

consolida-

rea

acoperişu-

rilor;

probleme

de

protecţie

hidrofugă;

necesită

sursă

suplimen-

tară de

căldură.

87

Tabelul 10.6. Caracteristicile principalelor surse de căldură deşeu

INDUSTRIA

Consumatorul de căldură Temperatura

(C )

Alimentară, carne şi

prelucrarea produselor din

carne, peşte, etc.

- preparare

- spălare, igienizare

- curăţirea solzilor

100 - 115

50 - 60

55 -60

Laptelui şi produselor lactate - vaporizare

- sterilizare

- preparare


90 -100

110 - 115

100 - 115

50 - 60

Produselor de panificaţie - spălare, igienizare 50 - 60

Produselor din cereale

măcinate

- spălare, igienizare 50 - 55

Alimentelor conservate şi

congelate

- sterilizare

- opărire

- preparare


110

80 - 85

100 - 115

55 - 60

Producerea zahărului - spălare sfeclă de zahăr

- opărire

- vaporizare


30 -40

85

65 - 115

50 - 60

Semipreparatelor alimentare - preparare

- bucătării


80 - 95

100 - 115

50 - 60

Băuturilor alcoolice şi

răcoritoare

- preparare

- distilare


100 - 115

75 - 90

50 - 60

Hârtiei şi produselor din

lemn

-înmuiere

- încălzire pastă hârtie

- vaporizare

- uscare pe valţuri

-uscare cherestea în uscătoare

80 - 90

90 - 100

85 - 105

90 - 120

60 - 80

Produselor chimice,

petrochimice şi cauciucului

- încălzire recipienţi

- căldură de fixare

- căldură de reacţie

-spălare, curăţare reactori şi recipienţi

80 - 100

120 - 160

150 – 250

60 - 90

Produselor textile - înmuiere

- vopsire

- presare, stoarcere

- uscare, termofixare

80 - 90

85 - 88

100

105 - 120

Produselor din metal,

construcţiilor de maşini,

echipamentului de transport

- curăţire, decapare

-preîncălzire băi galvanizare

- uscare vopsele


50 - 70

85 – 100

75 - 110

50 - 60

Proceselor frigorifice

industriale

- aer cald evacuat

- apă caldă din

procesul de răcire al condensatorului

25 -35 (50)

20 - 40

88

10.2.4. FLUIDE TERMODINAMICE UTILIZABILE ÎN

CICLURILE POMPELOR DE CĂLDURĂ

În cadrul cercetărilor actuale pentru ridicarea performanţelor

termodinamice ale instalaţiilor de pompe de căldură un loc important îl ocupă

găsirea şi punerea în valoare a unor fluide de lucru care să corespundă cât mai bine

cerinţelor multiple impuse de regimurile tehnice, economice şi de protecţia

mediului ambiant. Dintre proprietăţile fizico-chimice de bază, pe care trebuie să le

îndeplinească aceste fluide, se enumeră:

temperatură coborâtă de vaporizare la presiunea atmosferică pentru a

asigura preluarea căldurii r.e.s. la presiuni uşor supra-atmosferice, în

ideea evitării pătrunderii aerului în vaporizator;

caracteristică favorabilă a curbelor de saturaţie, pentru realizarea unor

rapoarte de compresie moderate;

presiuni de condensare coborâte la temperaturile cerute de

consumatori, în scopul reducerii lucrului mecanic de compresie, a

pierderilor de agent termodinamic în mediul ambiant precum şi o

construcţie mai simplă a compresorului;

căldură latentă mare în domeniul temperaturilor de lucru, ce conduce la

debite reduse prin instalaţie şi la coeficienţi ridicaţi de transfer de

căldură;

volumul specific al vaporilor şi vâscozitatea lichidului cât mai reduse;

stabilitate chimică pe tot domeniul de temperaturi de lucru şi

compatibilitate cu uleiurile de ungere şi materialele constructive ale

instalaţiei;

solubilitate totală faţă de apă pentru evitarea formării dopurilor de

gheaţă;

să nu fie inflamabile, explozibile sau toxice faţă de organismul uman;

rigiditate dielectrică ridicată, mai ales în cazul instalaţiilor capsulate

unde agentul termodinamic intră în contact direct cu elementele

circuitului electric;

să nu infecteze, prin eventualele scăpări sau neetanşeităţi, mediul de

distribuţie a căldurii;

să nu descompună ozonul atmosferic şi nu în ultimul rând, să aibă

preţuri de cost acceptabile, mai ales pentru utilizările din instalaţiile de

mare putere.

Evident, aceste condiţii multiple impuse fluidelor termodinamice nu pot fi

îndeplinite simultan, de aceea se selectează cele mai importante dintre ele, funcţie

de puterea şi domeniul de utilizare a instalaţiei.

Astfel pentru puteri ridicate încă, se mai utilizează amoniacul deoarece este

un foarte bun agent termodinamic în ciuda toxicităţii, pericolului de explozie şi

agresivităţii faţă de cupru şi aliajele sale.

Pentru instalaţii mici şi mijlocii se utilizează însă freonii (compuşi

halogenaţi ai metanului sau etanului obţinuţi prin înlocuirea unuia sau mai multor

atomi de hidrogen cu atomi de clor, fluor, brom, etc.). Aceştia însă s-au dovedit a

89

fi nocivi pentru ozonul din păturile superioare ale atmosferei, iar în prezent s-a

trecut la înlocuirea lor cu alte substanţe derivate cu grad redus de agresivitate.

Funcţie de nivelul de temperaturi s-au clasificat patru domenii de

aplicabilitate ale fluidelor frigorifice:

domeniul temperaturilor coborâte (-40C...+30C);

climatizare ( - 10C...+30C);

pompe de căldură de joasă şi medie temperatură (0C...+50C);

pompe de căldură de înaltă temperatură (+70C...+120C).

În tabelele 10.7 si 10.8 sunt clasificate principalele fluide susceptibile de

utilizat în domeniile pompelor de căldură cu compresie mecanică de vapori.

Tabelul 10.7. Fluide posibil de utilizat în domeniul pompelor de căldură de joasă temperatură

DENUMIREA FORMULA

CHIMICĂ

R 12 CCl2F2

R 22 CHClF2

R 40 CH3Cl

R 114 C2Cl2F4

R 115 C2ClF2

R 1122 C2HClF2

R 133a C2H2ClF3

R 134a C2H2F4

R 142b C2H3ClF2

R 152a C2H4F2

R 161 C2H5F

R 2250a C3H4

R 2250b C3H4

R 290 C3H8

R 318 C4F8

R 600 C4H10

R 600a CH(CH3)3

R 717 NH3

R 12B1 CClBrF2

R 500 R 12 / R 152a

R 502 R 22 / R 115

R 505 R 12 / R 31

R 506 R 31 / R 114

90

Tabelul 10.8. Fluidele posibil de utilizat în domeniul pompelor de căldură de înaltă

temperatură (+70...+120 °C)

DENUMIREA FORMULA

CHIMICĂ

R 11 CCl3F2

R 21 CHCl2F

R 30 CH2Cl2

R 113 C2Cl3F3

R 114 C2Cl2F4

R 123 C2HCl2F3

R 160 C2H5Cl

R 216 C3Cl2F6

Propyl Chloride C3H7Cl

R 600 C4H10

FC 88 C5F12

FC 72 C6F14

Benzen C6H6

Hexan C6H14

R 12B1 CClBrF2

Etilen Beomură C2H5Br

CP 34 C4H4S

F 45, 50, 55, 60,

65, 70, 75, 80, 85,

90

CF3CH2OH/H2O

(45,...% de CF3CH2OH)

Studiile comparative efectuate asupra fluidelor catalogate mai sus arată că

pentru pompele de căldură de temperaturi moderate, ca şi pentru climatizare, se

regăsesc freonii: R 12, R 22, R 500, R 502, NH3 şi R 134a, susceptibil de a putea

fi înlocuit cu R 134a sau R 125.

De asemenea, se are în vedere încă patru fluide , R 600, R 12B1, R 133a şi

R 318 care deocamdată ridică probleme de inflamabilitate sau pentru care nu se

cunosc în detaliu caracteristicile termodinamice şi comportările mecanice.

În domeniul pompelor de căldură de înaltă temperatură [10.16] se găsesc

binecunoscutele fluide R 11, R 113 şi R 114 la care se adaugă R 123, FC 72 şi FC

88 care nu ridică probleme deosebite şi pentru care se dispune şi de proprietăţile

termodinamice. Alte elemente în acest domeniu ca R 600, hexanul, benzenul,

bromura de etil sau amestecurile pe bază de trifluor-etanol sunt în general toxice şi

inflamabile, unele dintre ele punând şi probleme de disponibilitate.

În concluzie noile fluide de înlocuire a CFC-urilor propuse pentru viitorul

apropiat, nu satisfac pe deplin condiţiilor tehnico-economice dorite.

Astfel, pentru R 22 producţia pe termen lung se va reduce, dar nu se poate

elimina total deoarece se consideră încă un fluid de înlocuire (ODP = 0,04...0,06) şi

va putea fi folosit pe scară largă în industrie. Freonul R 125 este foarte puţin

cunoscut, iar amoniacul (NH3) prin reglementările în vigoare nu mai poate fi

91

utilizat în instalaţii pentru clădiri de locuit sau comerciale, necesitând o schimbare

de tehnologie. Freonul R 123 prin efectul narcotic pune probleme de toxicitate , iar

R 134a deja utilizat ca substituent are şi el unele probleme de miscibilitate cu

uleiurile de ungere.

Cercetările actuale de găsire de noi fluide frigorifice cum ar fi

amestecurile zeotrope sau azeotrope prezintă avantajul de a avea temperatura

schimbării de fază variabilă în funcţie de concentraţiile constituenţilor. Acest lucru

conduce la creşterea eficacităţii schimbătoarelor de căldură şi deci la creşterea

eficienţei de ansamblu a instalaţiilor.

10.2.5. COMPARA|IE TEHNICO-ECONOMICĂ A DIFERITELOR

MODURI DE ANTRENARE ALE UNEI POMPE DE CĂLDURĂ CU

COMPRESIE DE VAPORI INTEGRATĂ UNUI PROCES DE

ALIMENTARE CU CĂLDURĂ

Rezultatul pierderilor energetice pe ansamblu, interne şi externe, ale unei

instalaţii de pompe de căldură, conduce la recuperarea parţială a energiei, evaluată

statistic la max 65% . Aceasta se traduce prin coeficientul de performanţă real:

COPr= 0,65 COPCarnot= 0,65vc

c

TT

T

(10.169)

Obiectul acestui paragraf îl constituie compararea diferitelor scheme de

pompe de căldură cu compresie mecanică de vapori din punct de vedere al

costurilor energetice de exploatare, în funcţie de diverşi parametri: tipul

constructiv, sistemul de operare-exploatare, preţul combustibilului şi al energiei

electrice, alte date economice.

Se defineşte indicatorul economic Cost Energetic de Exploatare (CEE)

exprimat ca raport între costul total al energiilor consumate de pompa de căldură şi

energia utilă produsă de aceasta:

u

resresess

Q

pQpECEE

[$/MWh] (10.170)

unde: Es, Qres, Qu reprezintă energia (de calitate superioară) consumată de

compresor, căldura recuperată de la sursa de potenţial coborât (RES) şi respectiv

energia utilă; pes , pres sunt preţurile de achiziţie ale celor două forme de energie.

Ţinând cont de expresia eficienţei termice, su EQCOP şi de

coeficientul de amplificare termic H al instalaţiei, definit ca raport între energia

utilă şi cea recuperată: resu QQH , expresia costului energetic de exploatare

capătă forma :

H

p

COP

pCEE reses [$/MWh] (10.171)

92

Acest indicator are o valoare limită minimă, în condiţiile teoretice de

funcţionare ale pompei de căldură, respectiv, pentru COP = COPC şi lipsa

pierderilor de căldură la cele două aparate din schemă, vaporizator şi condensator.

Acest lucru se poate traduce analitic prin relaţiile: sTQQ ccu ,

sTQQ vvres şi bilanţul energetic: sTTE vcs ;

unde: Tc , Tv sunt temperaturile absolute de condensare şi respectiv de vaporizare,

iar s este variaţia de entropie în cazul ciclului teoretic Carnot inversat.

Înlocuind expresiile de mai sus în formula costului energetic de exploatare

rezultă valoarea limită minimă a acestuia:

reses

c

ves

v

c

res

vc

c

es ppT

Tp

T

T

p

TT

T

pCEE

min

(10.172)

Dacă se ia în consideraţie o valoare realist-optimistă a eficienţei

termodinamice a ciclului real şi care într-o evaluare acceptată este cea dată de

relaţia (10.169) atunci, valoarea costului energetic de exploatare devine:

es

es

c

ves pp

T

TpCEE

65,065,0 (10.173)

Se constată că acest indicator depinde în mod esenţial de preţul energiei

(superioare) de antrenare a compresorului pes precum şi de înălţimea de pompare

T = Tc -Tv şi este influienţat mai puţin de preţul de achiziţie al energiei

recuperate, pres (care este mult inferior celui al energiei de antrenare).

De asemenea, acest coeficient este deosebit de util în alegerea unei

variante de pompă termică în raport cu altele de acelaşi tip sau cu instalaţiile

clasice de alimentare cu căldură.

În cele ce urmează sunt descrise patru sisteme de pompe de căldură cu

compresie mecanică de vapori ce se disting însă prin modul de antrenare al

compresorului (deci prin energia superioară utilizată): motor electric (ME), motor

cu ardere internă (MT), turbină cu gaze (TG), turbină cu abur (TA) de medie

presiune. Schemele de principiu ale acestor sisteme sunt prezentate în figurile 10.43-

10.45.

Sistemul nr.1. reprezintă sistemul clasic care constă în acţionarea

compresorului cu un motor electric ce consumă energia electrică Wel produsă deci,

de o centrală electrică funcţionând pe combustibil fosil. În consecinţă coeficientul

de performanţă al pompei de căldură este:

el

u

W

QCOP 1 (10.174)

93

Fig. 10.43 Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acţionată de un motor electric

(sistem nr.1)

Fig. 10.44. Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acţionată de un motor

cu combustie internă sau turbină cu gaze (sistem nr.2, sistem nr. 3)

MOTOR

ELECTRIC

Mediul ambiant

Sursa primară de energie

(combustibil)

C.T.E.

sau

C.E.T

Căldură de nivel

coborât

Sursă de căldură sau

R.E.S. de nivel

coborât (gratuită sau

ieftină)

Utilizator

Căldură de nivel

termic ridicat

Pompă de căldură cu

compresie mecanică de

vapori

Qcons

Qev

Qu

Qres

Wel

Pmec

Mediul ambiant

Sursa primară de

energie (combustibil)

Motor cu ardere

interna sau turbina cu

gaze

Căldură de nivel

mediu

Sursă de căldură sau

R.E.S. de nivel

coborât

Utilizator

Căldură de nivel

termic ridicat


compresie mecanica

de vapori

Qcons

Qev

Qu

Qres

Pmec

Q”u

94

Fig.10.45. Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acţionată de o turbină cu abur

de înaltă presiune (sistem nr.4.)

În sistemele nr.2. şi nr.3. energia primară (combustibil lichid sau gazos)

este utilizată direct într-un motor cu combustie internă sau turbină cu gaze care

antrenează prin cuplaj mecanic compresorul pompei de căldură. Eficienţa

termodinamică a ciclurilor din aceste scheme, incluzând motorul termic în contur

este:

comb

u

Q

QCOPCOP 32

(10.175)

Se vede că din acest ciclu o mare cantitate de energie reprezentată în

principal prin căldura gazelor de ardere fierbinţi la ieşirea din motor este recuperată

şi transferată direct utilizatorului Qev= Qu”, care de altfel, în alte aplicaţii ar fi

evacuată în atmosferă.

Împreună cu fluxul de căldură normal produs de pompa de căldură, Qu’

rezultă expresia eficienţei:

comb

uu

Q

QQCOPCOP

'''

32

(10.176)

Sistemul nr.4. se aseamănă cu cel precedent cu excepţia că motorul cu

combustie a fost înlocuit cu o turbină cu abur. Aburul de antrenare al turbinei este

preluat dintr-o centrală termică ce funcţionează cu combustibil clasic. Prin analogie

cu sistemele anterioare se va considera că centrala de producere a aburului

TURBINA CU

ABUR

Mediul ambiant

Sursa primară de

energie (combustibil)

Centrala termica cu

cazane de abur

Căldură de nivel

termic mediu

Sursă de căldură de

nivel coborât

Utilizator

Căldură de nivel

termic ridicat


compresie

Qcons

Qev

Qu’

Qres

Wvap

Pmec

Qu”

95

(destinată în principal consumatorilor industriali) se include în conturul de definiţie

al coeficientului de performanţă, rezultând:

comb

u

Q

QCOP 4 (10.177)

În această schemă se poate concepe că turbina cu abur ce antrenează

compresorul pompei de căldură poate fi cu contrapresiune, iar aburul evacuat după

detentă are o temperatură suficient de apropiată de cea necesară utilizatorului de

căldură. Fluxul de căldură corespunzător este asimilat unui flux de căldură utilă

Qu”.

Dacă însă turbina este cu condensaţie acest flux termic dispare din efectul util al

consumatorului putând însă apare la sursa de căldură de nivel termic coborât.

Considerând eficienţa termică a pompei de căldură după relaţia (10.169) şi

ţinând seama de principalele randamente de transformare ale energiilor pentru

fiecare schemă, cei patru coeficienţi de performanţă capătă următoarele forme

simplificate:

- antrenare cu motor electric:

COP1= COPr m e = 0,65 COPCm e

- antrenare cu motor termic:

COP2= COPr m mot = 0,65 COPCm mot

-antrenare cu turbină cu gaze: (10.178)

COP3= COPr m TG = 0,65 COPCm e

-antrenare cu turbină cu abur:

COP4= COPr m caz TA = 0,65 COPCm caz TA

unde: m, e, mot, TG, caz, TA reprezintă randamentele mecanic, electric, al

motorului, turbinei cu gaze, cazanului şi respectiv a turbinei cu abur.

În cele ce urmează se analizează pe baza coeficientului de performanţă

COP cele patru scheme de antrenare în diferite condiţii de funcţionare (variaţia

temperaturilor de vaporizare şi de condensare), pentru o schemă de pompă de

căldură în circuit închis (operând cu fluid termodinamic şi în mod independent) şi

care schimbă doar căldura cu cele două surse.

Rezultatele calculelor coeficienţilor de performanţă pentru patru

temperaturi de vaporizare: Tv=10, 20, 30, 40C şi şase temperaturi de condensare:

Tc= 50, 60, 70, 80, 90,1 00C, în condiţiile unor randamente medii constante pentru

fiecare proces: m=0,98; e=0,99; mot=0,4; TG=0,38; caz=0,88 sunt materializate

în reprezentarea grafică din fig. 10.46 (a, b, c, d).

96

Fig.10.46. Variaţia coeficientului de performanţă a instalaţiei în funcţie de

sistemul de antrenare al compresorului pentru diferite temperaturi la cele două surse

97

Din punct de vedere economic, aceste elemente pur tehnice, trebuiesc

cuantificate prin costul energetic de exploatare CEE, care ţine cont de preţurile

medii actuale ale energiei superioare utilizate şi cele ale resurselor recuperate.

În ceea ce priveşte preţul unităţii de energie termică recuperată de la sursa

cu potenţial termic coborât, acesta este variabil în funcţie de nivelul de temperatură

şi specific fiecărui proces industrial din care provine. Se poate considera că preţul

minim este nul (pres= 0), energia recuperată fiind deci gratuită, sau poate avea o

valoare maximă, proporţională cu conţinutul său exergetic, deci:

es

v

res pT

Tp

0max 1 [$/MWh] (10.179)

unde: T0 este temperatura absolută de referinţă.

În aceste condiţii relaţia costului energetic de exploatare, devine:

v

eses

T

T

H

p

COP

pCEE 01 [$/MWh] (10.180)

Deoarece, în nici-o schemă din sistemele prezentate nu există cantităţi de

căldură importante evacuate în mediul ambiant, indicatorii COP şi H nu sunt

independenţi. Ei sunt legaţi pe baza bilanţului termic al instalaţiei: Qu = Qres + Es

Înlocuind în expresia factorului de amplificare H, rezultă:

1

COP

COP

EQ

Q

Q

QH

su

u

res

u (10.181)

În consecinţă relaţia 10.180 se transformă în:

v

eses

T

T

COPp

COP

pCEE 01

11 (10.182)

Aplicând această ultimă relaţie pentru cele patru scheme de antrenare ale

pompei de căldură, luând în considerare:

- preţul mediu al energiei electrice: 45 $/ MWh;

- preţul pentru combustibilul lichid, utilizat în cazul motoarelor cu

combustie sau turbinelor cu gaze: 13,5 $/MWh PCI (putere calorică

inferioară);

- preţul păcurii pentru alimentarea cazanelor de abur: 12,5 $/ MWh

PCI;

rezultată diagramele din fig.10.47 pentru pres= 0 (energie recuperată

gratuită) şi fig.10.48, pentru pres= presmax

(preţ maxim al energiei recuperate).

98

Fig. 10.47. Variaţia costului energetic de exploatare specific minimal (CEEmin)

funcţie de sistemul de antrenare al compresorului pompei de căldură (pres = 0)

99

Fig. 10.48. Variaţia costului energetic de exploatare specific maximal (CEEmax)

funcţie de sistemul de antrenare al compresorului pompei de căldură (pres = presmax)

100

În aceste diagrame s-au trasat şi dreptele reprezentând costul energetic de

exploatare corespunzător producţiei aceleiaşi cantităţi de căldură utilă Qu, ce s-ar

realiza într-un cazan clasic cu combustibil lichid şi având un randament global de

85%. Acest lucru permite comparaţia între diversele variante analizate, faţă de

varianta clasică de producere a căldurii.

Din analiza valorilor rezultate pentru cele patru cazuri analizate se desprind

următoarele concluzii:

- din punct de vedere al coeficientului de performanţă (COP), pompa de

căldură antrenată cu motor electric atinge valori mai ridicate de circa

2...2,5 ori faţă de celelalte sisteme;

- din punct de vedere al costului energetic de exploatare, în toate

variantele, pompa de căldură antrenată cu motor electric are valori mai

mari decât în cazul celor antrenate cu motor termic, cu turbină cu gaze

sau cu turbină cu abur. Diferenţa este mai accentuată în varianta

resursei de joasă temperatură gratuită faţă de cea cu preţ maximal

(lucru ce se explică în principal prin faptul că în preţul energiei

electrice preluată din sistem sunt cuprinse practic toate cheltuielile din

lanţul de transformări, plecând de la combustibil până la obţinerea

energiei electrice);

- în toate cazurile analizate se văd diferenţe relativ reduse între

variantele de antrenare cu motor termic, turbină cu gaze şi tubină cu

abur, deoarece s-au luat în considerare valori medii statistice pentru

randamentele utilizate precum şi pentru eficienţa energetică reală a

pompei de căldură. Pentru analiza unor cazuri concrete de instalaţii cu

puteri termice determinate şi performanţe ale utilajelor cunoscute

această ierarhizare se poate modifica.

10.2.6. APLICAŢII INDUSTRIALE ALE POMPELOR DE

CĂLDURĂ

Procesele industriale, de unde rezultă majoritatea deşeurilor termice (r.e.s.

de joasă temperatură) precum şi cele de alimentare cu căldură de nivel termic

coborât (încălzire, apă caldă menajeră sau industrială) coexistă şi se pretează în

mod remarcabil la utilizarea pompelor termice în locul surselor existente, ce

folosesc combustibili fosili [10.11].

Economia de energie care poate decurge din aceste substituţii intervine într-o

manieră esenţială, nu numai în economia întreprinderii ci şi în restructurarea

energetică naţională şi cu efecte pozitive asupra mediului ambiant. Instalaţiile de

pompe termice industriale, cu compresie mecanică de vapori, unde nivelul termic

al consumatorului de căldură este moderat (50...80C) pot atinge valori ridicate ale

eficienţei reale, ceea ce conduce la randamente energetice comparabile cu

instalaţiile clasice de producere a energiei electrice.

Pompele de căldură pot fi utilizate într-un mare număr de aplicaţii

industriale unde fluxuri mari termice sunt evecuate în atmosferă şi unde căldura de

potenţial mediu este absolut necesară. Astfel de exemple se găsesc adesea în

101

procese de uscare, fierbere, coacere, vaporizare, distilare, spălare, din industriile

alimentară, uşoară, chimică, medicamentelor, etc.

În figura 10.49 este ilustrată o aplicaţie generală pentru o configuraţie

clasică (a) şi pentru una cu recuperare cu pompă de căldură (b).

Fig. 10.49. Circuitul fluxurilor de energie în procesele industriale:

(a) fără recuperare r.e.s.; (b) cu recuperarea r.e.s. prin pompa de căldură

O utilizare concretă a recuperării căldurii cu pompe termice o reprezintă

elaborarea unui produs dintr-un proces industrial, ce poate juca el însuşi rolul

sursei de căldură de nivel coborât, ca în cazul coloanelor de distilare fracţionată.

Aici produsul separat sub formă de vapori (sursa de nivel termic coborât),

condensează şi cedează căldura latentă vaporizatorului pompei de căldură, care la

rândul ei produce energie termică de potenţial mai ridicat, necesară vaporizării în

coloană (fig. 10.50.).

Pompele de căldură pot fi utilizate de asemenea şi în scheme de preluare a

căldurii unor surse neconvenţionale şi furnizarea ei către acumulatoarele de căldură

ce nu fac parte dintr-un proces industrial. Astfel, se poate utiliza căldura sensibilă

a aerului atmosferic, apelor de suprafaţă sau subterane sau energia solară în pompa

de căldură, ce pot produce căldură de potenţial mai ridicat.

PROCES

INDUSTRIAL

CAZAN sau

CUPTOR Abur, apă

caldă

aer cald

COMBUSTIBIL

Apă, aer

Apă caldă, abur –

uzat

aer cald - uzat

Mediul

ambian

t

PROCES

INDUSTRIAL

POMPA

DE

CĂLDURĂ

Abur, apă

caldă

aer cald

ENERGIE EXTERNA

Apă,

aer

Apă caldă, abur –

uzat

aer cald - uzat

Apă caldă, aer

mediul

ambiant

a) utilizare convenţională

b) utilizare prin recuperare cu pompe de căldură

102

Fig.10.50. Utilizarea pompelor de căldură în procesele de distilare fracţionată

De asemenea procesele industriale de uscare a diferitelor produse prin

convecţie cu aer cald, se pot asocia cu succes cu pompe de căldură, în vederea

reducerii considerabile a energiei necesare uscării şi care altfel ar fi preluată din

exterior. Totalitatea energiei furnizată sub formă de căldură sensibilă aerului

atmosferic preîncălzit, se regăseşte sub formă de căldură latentă a vaporilor de apă

din aerul umed uzat extras.

În aceste condiţii este judicioasă amplasarea unei pompe termice care

foloseşte aerul evacuat drept sursa caldă, pentru furnizarea energiei necesare

aerului proaspăt care asigură uscarea. În fig.10.51 este prezentată schematizat

asocierea pompei de căldură cu sistemul de uscare.

Pompa de căldură are rolul principal de dezumidificare a aerului uzat,

proces ce are loc în zona vaporizatorului, precum şi de preîncălzire al aerului astfel

uscat la condensatorul şi subrăcitorul instalaţiei. În cursul ciclului aerul mai

traversează zona camerei de uscare unde este depozitat materialul supus uscării şi

un ventilator care asigură circulaţia acestuia prin întreaga instalaţie. Transformările

suferite de aer în cursul uscării şi prezentate în diagrama Mollier din fig.10.52. sunt

următoarele:

- preîncălzirea în condensatorul pompei de căldură (AB), la conţinut de

umiditate constant (xA= xB);

- procesul de preluare a umidităţii din materialul supus uscării (BC),

teoretic la entalpie constantă (IB= IC);

- procesul de răcire sub punctul de rouă (CDA) însoţit de condensarea

vaporilor de apă (uscarea aerului), în vaporizatorul pompei de căldură.

Aici căldura latentă de condensare a vaporilor de apă este utilizată

POMPA

DE

CĂLDURĂ

COLOANA DE

DISTILARE

PRODUS

CONDENSAT

ENERGIE

EXTERNĂ

PRODUS

SECUNDAR

Agent

termic

de

incalzire

PRODUS

BRUT

103

pentru vaporizarea fluidului termodinamic şi astfel, continuarea

ciclului invers al pompei de căldură;

- reluarea circuitului aerului uscat cu ajutorul unui ventilator de

recirculare.

Fig.10.51. Schema de principiu a asocierii pompei de căldură

cu o instalaţie de uscare

Fig.10.52. Ciclul aerului într-o instalaţie de uscare cu pompă de căldură

Produs supus

uscării K V

L

Ventilator

Condensator

Vaporizator

Condens

at

Aer

umed

Aer

cald

~

I [kJ/kg]

A

C

B

D

x [kg/kg] xA=xB xC=xD

=100% vaporizator

condensator

uscător

I = ct

104

O astfel de instalaţie se utilizează de obicei pentru uscarea materialelor

curate, altfel în timpul circulaţiei aerului prin instalaţie există riscul ca acesta să

transporte particule solide sau diverse substanţe chimice agresive şi care pot crea

depuneri sau chiar colmatarea vaporizatorului în procesul condensării vaporilor. De

asemenea, în cazurile în care este necesar a se lucra cu debite de aer proaspăt,

pentru prevenirea dezvoltării de bacterii, sau pentru uscarea de produse biologice,

este indispensabilă plasarea unui schimbător de căldură intermediar, între aerul

proaspăt şi cel uzat, înainte de trecerea prin vaporizator (fig.10.53).

Fig.10.53. Cuplajul pompei de căldură - uscător cu schimbător

de căldură intermediar

Astfel de pompe de căldură se pot cupla cu instalaţiile de uscare tunel,

având avantajul funcţionării continue şi că energia furnizată la acest tip de uscător

nu variază în timp, deoarece cantitatea de apă evaporată pe ansamblu rămâne

constantă (dacă nu se modifică caracteristicile produselor la intrarea în uscător). În

consecinţă pompa de căldură va putea funcţiona în permanenţă în regim nominal şi

deci la eficienţa maximă.

În industria agro-alimentară se întâlnesc adesea mari unităţi de uscare în

regim discontinuu care pot utiliza pompele de căldură la fabricarea malţului,

uscarea cerealelor, pasteurizarea laptelui, etc. Utilizarea pompelor de căldură

ameliorează de exemplu, calitatea produselor supuse uscării prin posibilitatea

reglării mult mai fine a temperaturii de uscare, şi oferă un câştig energetic mult mai

important. În acest caz pompa de căldură este considerată ca şi utilaj de producţie,

nu numai ca un simplu furnizor de energie termică. De asemenea, industria textilă

beneficiază de mari cantităţi de că1dură sub formă de apă caldă uzată (flote), care

nu mai pot fi utilizate prin transfer direct de căldură. Aceste cantităţi de ape

reziduale constituie practic surse gratuite pentru vaporizatoarele pompelor termice,

care astfel le poate ridica nivelul de temperatură. Combinate cu acumulatoare sub

formă de apă fierbinte, aceste instalaţii pot alimenta cu căldură şi alte procese

tehnologice sau pot fi utilizate pentru încălzirea încăperilor, prepararea apei calde

de consum, etc.

USCĂTOR

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ

INTERMEDIAR

Condensator

subrăcitor

Aer proaspăt

Aer uzat

Vaporizator

K VL

105

O altă aplicaţie interesantă o constituie utilizarea pompelor de căldură

reversibile, ce face apel la nevoi de căldură şi de frig la momente diferite

(elaborarea şi tratarea vinurilor, instalaţii de climatizare, etc.).

Astfel de instalaţii utilizează un ventil cu patru căi, necesar schimbării

sensului de circulaţie a agentului termodinamic (transformarea vaporizatorului în

condensator şi invers.). În fig.10.54. este prezentată simplificat o pompă de căldură

reversibilă cu aplicaţie la industria prelucrării vinului.

Fig.10.54. Pompă de căldură reversibilă (aplicaţie la tratarea vinului)

K

Vană cu 4 căi

Condensator

Vaporizator

VL

Intrare

must sau

vin

Ieşire

must sau

vin

K

Vană cu 4 căi

Vaporizator

Condensator

VL

Intrare

must sau

vin

Ieşire

must sau

vin b) utilizare pentru producţia de căldură

106

Bibliografie

[10.1] Alefeld, G., Radermacher, R. Heat Conversion Systems. CRC Press Inc.,

Boca Raton, Florida, 1994.

[10.2] Brodianschii, V. M. Exergheticeschii metod termodinamicescovo.

Energhia. Moskva, 1973.

[10.3] Carabogdan, I., Gh., Badea, A., Ionescu, L., Leca, A., Ghia, V., Nistor, I.,

Cserveny, I. Instalaţii termice industriale. Editura Tehnică, Bucureşti,

1978.

[10.4] Cavallini A. Workings fluids for mechanical refrigeration. 19th

International Congress of Refrigeration, Proc. IVa, La Haye, Pays Bas,

1995a, p 25-42.

[10.5] Chiriac, F., Bivol, G., Hera, D. Instalaţii frigorifice. Editura Didactică şi

Pedagogică, Bucureşti, 1975.

[10.6] Ciucaşu, C. Système à absorption à triple-effet pour la climatisation. Thèse

de doctorat, Ecole Nationale Supérieure des Mines de Paris, Centre

d’Energétique, Paris, 1998.

[10.7] Ciumaca, I. G. ş.a. Holodilnâe ustanovki, Argopromizdat. Moskva, 1991.

[10.8] Maake, W., Eckert, H.-J., Cauchepin, J-L. Le Pohlmann. Manuel technique

du froid. Deuxième édition. Thome 1. PYC Edition, Paris, 1993.

[10.9] Martînovskii, V. S. Analiz deistvitelinnîh termodinamiceschih ţiclov.

Energhia. Moskva, 1972.

[10.10] Nerescu I., Radcenco, V. Analiza exergetică a proceselor termice. Ed.

TehnicA, Bucureşti, 1970.

[10.11] Popa, B., ş.a. Manualul inginerului termoenergetician. Vol. 1, 3. Bucureşti,

Editura Tehnică, 1961.

[10.12] Radcenco, V., Florescu, Al., ş.a. Instalaţii de pompe de căldură. Editura

Tehnică, Bucureşti, 1985.

[10.13] Rapin, P. J., Jacquard, P. Installations frigorifiques. Tome 2. PYC Edition,

Paris, 1992.

[10.14] Stamatescu, C. Tehnica frigului. Vol. I, Editura Tehnică, Bucureşti, 1972.

[10.15] Steimle F. Tendencies in CFC - development. Proc. Int. Conf. “CFCs, The

day after”, Padova, Italie, 1994, p 3-19.

[10.16] Westwater, J., V., Zinn, J., C., Brodbeck, K., J. Correlation of Pool Boiling

Curves for the Homologous Group – Freons (traducere). Sovremennoe

maşinostroenie, martie 1990.

[10.17] Yuan, Q., Blaise, J. Missirian, C. Contribution à l’étude théorétique et

expérimentale et a la modélisation d’une pompe à chaleur en cascade à

très haute température. Electricité de Franc. Mars 1980.

Domenii de utilizare a frigului artificial -...

Documents

Transcript of Domenii de utilizare a frigului artificial -...