TEZĂ DE DOCTORAT ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI ENERGETICE …old.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” din BRAŞOV

TEZĂ DE DOCTORAT

ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI ENERGETICE A

MAŞINII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE NH3-H2O

CU PUTERE MICĂ

Autor Drd. ing. Sorin Ionuț Bolocan

Conducător științific Prof. univ. dr. ing. Vasile Ciofoaia

Brașov 2015

MINISTERUL EDUCAŢIEI ȘI CERCETĂRII ȘTIINȚIFICE Universitatea Transilvania din Braşov

Bd. Eroilor 29, 500036, Brașov, Romania, Tel/Fax: +40 268 413000, Fax: +40 268 410525 www.unitbv.ro

___________________________________________________________________

D-lui (D-nei) …………………………………………………………………………………….

Vă aducem la cunoștință că în ziua de marți, 16.06.2015, ora 11.30, în sala J.I.1,

corpul J, la FACULTATEA DE CONSTRUCȚII, str. Turnului nr. 5, va avea loc

susținerea publică a tezei de doctorat intitulată: ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI

ENERGETICE A MAŞINII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE NH3-H2O CU

PUTERE MICĂ, elaborată de domnul ing. Sorin BOLOCAN în vederea obținerii

titlului ştiinţific de DOCTOR, în domeniul INGINERIE MECANICĂ.

COMISIA DE DOCTORAT

Numită prin ordinul Rectorului Universității „Transilvania” din Brașov

Nr. 7312 din 05.05.2015

PREŞEDINTE: - Prof. univ. dr. ing. Ioan TUNS

Decanul Facultății de Construcții

Universitatea “Transilvania” din Braşov

CONDUCĂTOR

ŞTIINŢIFIC:

- Prof. univ. dr. ing. mat. Vasile CIOFOAIA

Universitatea “Transilvania” din Braşov

REFERENŢI: - Prof. univ. dr. ing. Viorel POPA

Universitatea Dunărea de Jos din Galați

- Prof. univ. dr. ing. mat. Florea CHIRIAC

Universitatea Tehnică de Construcții din București

- Prof. univ. dr. ing. Alexandru ȘERBAN

Universitatea Transilvania din Brașov

Vă rugăm să luați parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat.

Eventualele aprecieri sau observații asupra conținutului lucrării vă rugăm să le

transmiteți în timp util, pe adresa: [email protected].

Vă mulțumim.

Mulțumiri și aprecieri

În primul rând, doresc să mulțumesc în mod deosebit conducătorului științific, domnului Prof. Univ.

Dr. Ing. Mat. Vasile CIOFOAIA pentru încrederea, înțelegerea, răbdarea și tactul pedagogic pe care le-a

dovedit față de mine. Îi mulțumesc pentru sprijinul, atenția și îndrumarea pe care mi le-a acordat în toți acești

ani.

Le mulțumesc distinșilor profesori membri ai comisiei de doctorat: domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Ioan

TUNS – președinte – Decan al Facultății de Construcții, Universitatea Transilvania din Brașov, Facultatea

de Construcții, domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Florea CHIRIAC – referent – membru – Universitatea Tehnică

de Construcții București, domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Viorel POPA – referent – membru Universitatea

Dunărea de Jos din Galați, Facultatea de Mecanică, domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Alexandru ȘERBAN –

referent – membru – Universitatea Transilvania din Brașov, Facultatea de Construcții, pentru faptul că au

acceptat să facă parte din comisia de doctorat și pentru sugestiile constructive făcute în urma analizării tezei

mele, care au ajutat la îmbunătățirea conținutului tezei.

Doresc să adresez întreaga mea recunoștință și considerație domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Florea

Chiriac, pentru susținere și îndrumare și a cărui experiență de o viață în domeniul instalațiilor cu absorbție

stă la baza realizării instalației experimentale analizată în lucrarea de față.

Țin să aduc mulțumiri domnului Prof. Univ. Dr. Ing. Alexandru Șerban și echipei tehnice de la

CRIOMEC S.A. din Galați, pentru realizarea standului experimental, modificărilor constructive ale instalației,

montarea diferiților senzori și calibrarea acestora, uneori chiar și în weekend.

Mulțumesc domnului Prof. Dr. Ing. Ioan BOIAN pentru discuțiile științifice și sugestiile utile acordate

pe durata realizării lucrării de doctorat.

Mulțumesc tuturor profesorilor mei și Facultății de Construcții din Brașov care au contribuit la

formarea mea profesională și științifică. Rămân recunoscător prietenilor și colegilor din cadrul

Departamentului de Instalații pentru susținerea necondiționată, încurajări și sugestii.

Mulțumesc familiei și soției care au fost alături de mine pe tot parcursul realizării acestei teze, m-au

ambiționat și încurajat în mod constant.

Conținutul tezei

Cererea de energie pentru răcire este în general cea mai mare atunci când și radiația solară

are valoarea mare. Această radiație poate poate fi convertită cu ajutorul tehnologiilor existente în

energie electrică sau termică pentru a alimenta instalații frigorifice. Astfel, mai mult de jumătate din

cantitatea de energie necesară pentru răcire poate fi furnizată de energia solară. O astfel de

instalație compatibilă cu sistemele solare de conversie a energiei este realizată și analizată în această

teză. Noutatea o reprezintă structura instalației ce folosește numai schimbătoare de căldură cu

minicanale pentru toate componentele instalației. De asemenea, componenta cea mai importantă,

absorbitorul, are o construcție inovativă, diferită de cea a echipamentelor existente la ora actuală.

Teza este structurată în 6 capitole după cum urmează:

CAPITOLUL 1, introducerea, reprezintă o scurtă justificare a alegerii temei și o prezentare

a contextului național și internațional privind programele ce sprijină implementarea

sistemelor ce folosesc surse de energii regenerabile.

CAPITOLUL 2, stadiul actual, prezintă o largă varietate de sisteme frigorifice, posibil

compatibile cu folosirea energiei solare, evoluția sistemelor de răcire cu aprofundarea pe

cele două sisteme folosite cel mai mult la ora actuală, o analiză comparativă între aceste

sisteme și o justificare a alegerii instalației frigorifice de puterea mică cu soluție

hidroamoniacală (NH3-H2O). Toate acestea sunt susținute de multitudinea de articole citate

în întreg capitolul. La finalul capitolului sunt prezentate obiectivele tezei de doctorat.

CAPITOLUL 3, baze teoretice, introduce modelul analitic de calcul al instalației supusă

analizei și realizarea unui model de calcul folosind un program specializat, EES (Engineering

Equation Solver).

CAPITOLUL 4, conține dezvoltarea elementelor componente ale mașinii frigorifice.

Dimensionarea acestora se face în urma rezultatelor obținute din măsurători fără a

aprofunda relațiile de calcul ale transferului de căldură în sistemele cu minicanale. S-au

folosit sisteme de calcul facile pe baza măsurătorilor efectuate pe mașina frigorifică și s-au

optimizat elementele componente.

CAPITOLUL 5, cercetări numerice și experimentale, face o analiză folosind și al doilea

principiu al termodinamici pentru a evidenția pierderile de energie din sistem și elementele

cu rolul cel mai important pentru reducerea acestora. Ulterior se prezintă standul

experimental, mașina frigorifică prototip și o analiză a rezultatelor obținute.

CAPITOLUL 6, prezintă concluziile importante ale tezei, contribuțiile autorului și perspective

viitoare de cercetare.

Cuvinte cheie: răcire solară, absorbție, minicanale, eficiență energetică, energie regenerabilă.

1

LISTA DE ABREVIERI

Simbol Mărime Unitate de

măsură COP coeficientul de performanță -

A arie m2 b lățimea (a unui element de construcţie) m c căldură specifică masică J/(kg K) C capacitate termică J/K d grosime m D diametru m f factor de circulație -

g accelerație gravitațională m/s2

h coeficient de transfer termic superficial; înălțime; entalpie W/(m².K); m;

J/kg l lucru mecanic specific kJ/kg m masă kg , debit masic kg/s

Q cantitatea de căldură, energie J q flux termic unitar, putere unitară kJ/kg sau J/kg

Ф flux termic, putere W

concentrația amoniacului în apă -

interval de degazare -

p presiune Pa, bar

p diferență de presiune Pa

T diferență de temperatură K

U coeficient global de transfer termic W/(m2K) DTML diferență termică medie logaritmică K, 0C

S entropie W/K Ex exergie kW v viteză m/s V volum m3

V debit volumic m3/s

t timp s T temperatură absolută (termodinamică) K W energie electrică auxiliară J

T diferență de temperatură K

eficiență -

x umiditate absolută g/kg φ umiditate relativă %

2

η randament - α coeficient de transfer de căldură prin convecție W/(m2K) θ temperatură, în grade Celsius 0C ρ densitate (masă volumică) kg/m3

λ conductivitate termică W/(mK)

μ factor al rezistenţei la permeabilitate la vapori; coeficient

dinamic de viscozitate -; kg/(ms)

υ vâscozitatea cinematică m2/s

IFA instalație frigorifică cu absorbție -

IFAS instalație frigorifică cu absorbție acționată cu ajutorul

energiei solare -

IFV instalație frigorifică cu comprimare mecanică de vapori - SER Surse de energii regenerabile -

Indici

K compresor

P pompă

G, g generator

A, a absorbitor

C, c condensator

V, 0 vaporizator

VL ventil de laminare

SS soluție săracă

SB soluție bogată

E economizor, recuperator de căldură

CUPRINS

Pagina în

Teză Rezumat

Mulțumiri și aprecieri

Conținutul tezei

Listă de abrevieri și notații 1 1

1. Introducere 3 3

1.1. Importanța și necesitatea subiectului lucrării 3 3 1.2. Contextul internațional, european și românesc 5 - 1.3. Cererea de energie pentru răcire 7 4

2. Stadiul actual în domeniul mașinilor frigorifice 12 8

2.1. Evoluția sistemelor de producere a frigului 12 - 2.2. Domenii de utilizare a frigului 18 - 2.3. Clasificare instalațiilor frigorifice 21 - 2.4. Răcirea cu ajutorul energiei solare 22 8 2.5. Mașini frigorifice cu absorbție/adsorbție antrenate

de energia solară 29 9 2.6. Instalația frigorifică cu adsorbție 31 - 2.7. Instalația frigorifică cu absorbție 36 - 2.8. Avantajele sistemului studiat 42 11 2.9. Obiectivele lucrării 46 14

3. Baze teoretice 49 16

3.1. Mod de funcționare prototip I.F.A. 49 16 3.2. Procesele termodinamice din cadrul sistemului analizat 51 17 3.3. Modelarea matematică a proceselor termodinamice 55 20 3.4. Programul de calcul 62 25 3.5. Schema logică utilizată 65 - 3.6. Validarea programului de calcul 67 26

4. Dezvoltarea elementelor componente ale instalației 69 28

4.1 Transferul de căldură în schimbătoarele de căldură cu minicanale. 69 28

4.2 Diferența medie logaritmică de temperatură 73 -

4.3 Metoda NTU-, eficiență-număr unități de transfer de căldură 76 - 4.4 Utilizarea absorbitorului cu minicanale 79 30 4.5 Utilizarea schimbătorului de căldura în plăci ca generator

și vaporizator 86 36 4.6 Răcirea cu aer a condensatorului cu minicanale 95 43

5. Cercetări numerice și experimentale 100 48

5.1 Analiza energetică și exergetică 100 48 5.2 Prezentarea standului experimental 109 52 5.3 Măsurarea și achiziționarea datelor experimentale 121 61 5.4 Determinarea experimentală a performanțelor 128 67

6. Concluzii, contribuții originale, perspective de cercetare 138 77

6.1. Concluzii finale 138 77 6.2. Contribuții proprii 140 78 6.3. Perspective de cercetare 141 79 6.4. Diseminarea rezultatelor 142 79

ANEXE 144 -

I. Lista figurilor 144 - II. Lista tabelelor 148 - III. Program EES 149 - IV. Date experimentale 158 -

Bibliografie selectivă 177 81

CONTENT

Page in Thesis Summary

Acknowledgements

Thesis content

Nomenclature 1 1

1. Introduction 3 3

1.1. Importance and necessity of thesis subject 3 3 1.2. The international context, European and Romanian 5 - 1.3. Energy demand for cooling 7 4

2. State of the art for cooling machines 12 8

2.1. Cold production system evolution 12 - 2.2. Fields of application for cold 18 - 2.3. Classification refrigeration 21 - 2.4. Solar cooling 22 8 2.5. Absorption/Adsorption refrigeration machines powered

by solar energy 29 9 2.6. Adsorption refrigeration machine 31 - 2.7. Absorption refrigeration machine 36 - 2.8. Studied system advantages 42 11 2.9. Objective 46 14

3. Theoretical framework 49 16

3.1. A.R.S. prototype operating mode 49 16 3.2. Thermodynamic processes within the system 51 17 3.3. Mathematical modeling of the thermodynamic processes 55 20 3.4. Software 62 25 3.5. Logical scheme 65 - 3.6. Software validation 67 26

4. Development of the prototype components 69 28

4.1 Heat transfer in the heat exchangers with mini-channels 69 28 4.2 Mean logarithmic temperature difference 73 -

4.3 NTU- method, efficiency-units number of heat transfer 76 - 4.4 The use of the absorber with mini-channels 79 30 4.5 The use of the heat exchanger with plates as a generator and

evaporator 86 36 4.6 Air cooling of the mini-channels of the condenser 95 43

5. Numerical and experimental research 100 48

5.1 Energetic and exergetic analysis 100 48 5.2 Presentation of the experimental set-up 109 52 5.3 Measuring and acquisition of the experimental data 121 61 5.4 Experimental determination of the performance 128 67

6. Conclusions, personal contributions and research perspectives 138 77

6.1. Final conclusions 138 77 6.2. Personal contributions 140 78 6.3. Research perspectives 141 79 6.4. Results dissemination 142 79

APPENDIX 144 -

I. List of figures 144 - II. List of tables 148 - III. EES Program 149 - IV. Experimental data 158 -

Selective bibliography 177 81

Capitolul 1. INTRODUCERE

3

1. Introducere

1.1. Importanța și necesitatea subiectului lucrării

Descoperirea și folosirea pe scară largă a combustibililor fosili în ultimele două secole (figura 1.1.1) a dus la o dezvoltare rapidă și majoră a industriei globale. Odată cu această dezvoltare, gradul de poluare a atmosferei a crescut, ceea ce are diferite implicații pe termen lung și scurt: creșterea temperaturii medii terestre (figura 1.1.2) datorată efectului de seră prin intermediul gazelor eliberate în atmosferă în urma arderii combustibililor cum ar fi CO2, CH4, N2O (figura 1.1.3); creșterea cantităților de ploi acide ce duce la distrugerea nu numai a vegetației, dar şi a construcțiilor, mai ales a monumentelor, deoarece acizii reacționează cu CaCO3; creșterea cantităților de materiale radioactive din atmosferă, toriu și uraniu, prin arderea combustibililor fosili, a căror exploatare este, de asemenea, cauza principală a distrugerii mediului şi ecosistemelor locale.

Fig. 1.1.1 Consumul mondial de energie 2014 în milioane tone echivalent petrol (BP Statistical Review of World Energy 2014) [87]

Creșterea cererii de energie a generat și va genera o creștere a folosirii acestor combustibili poluatori, dar și o creștere a prețului acestora odată cu micșorarea rezervelor disponibile.

În acest context de reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră(GHG), înlocuirea combustibililor fosili cu alte surse de energie (de exemplu cea nucleară), a dus la încercări tot mai frecvente și dezvoltate de utilizare a energiei regenerabile.


4

Fig. 1.1.2 Predicție încălzirea globală (Robert A. Rohde / Global Warming Art)

De asemenea, utilizarea surselor regenerabile de energie (SER) mărește independența economică a utilizatorilor care dezvoltă asemenea surse de energie. SER au avantajul stabilității lor în timp și a impactului neglijabil asupra mediului ambiant, ele neemițând gaze cu efect de seră. Dintre sursele de energie “regenerabile” fac parte și cele care sunt practic inepuizabile.

Din SER fac parte: energia solară, energia apei (hidraulică, maree, potențial osmotică), energia eoliană, energia geotermică, energia biomasei.

Fig. 1.1.3 Creșterea emisiilor de dioxid de carbon în ultimii 200 ani. (Carbon Dioxide Information Analysis Center, Oak Ridge National Laboratory, United States Department of Energy, Oak Ridge, Tenn., U.S.A.)

În condițiile concrete din România, în balanța energetică se iau în considerare următoarele tipuri de surse regenerabile de energie: energia solară; energia eoliană; hidroenergia; biomasa; energia geotermală.

1.3 Cererea de energie pentru răcire

Temperatura interioară este parametrul esențial de care depinde confortul termic. Pentru a asigura temperatura dorită, spațiul respectiv trebuie climatizat. Climatizarea este procesul prin care în interiorul încăperilor se asigură o temperatură controlată a aerului, indiferent de procesele termice din interiorul sau din exteriorul clădirii. Climatizarea presupune încălzirea şi răcirea controlată a spațiilor. Prin climatizare se urmărește realizarea confortului termic al ocupanților din încăperi. Confortul termic depinde și de umiditatea aerului interior, care poate fi controlată prin climatizare, dar nu este neapărat necesar. Conform normativului I5/2010 [95], controlul umidității se realizează


5

numai în clădiri în care tipul activității necesită acest fapt (exemplu: muzee, laboratoare speciale, anumite săli din spitale, hale cu diferite procese tehnologice), sau la cererea scrisă a beneficiarului, deoarece necesită un consum de energie suplimentar. Pentru clădirile care nu necesită controlul umidității, instalația de climatizare se dimensionează pentru o umiditate de 50% [95].

Consumul de energie la nivel mondial pentru răcire și de aer condiționat este în creștere rapidă. Acest lucru este dovedit și de studiul realizat de Pezzutto S. în 2012 [71], în care este prezentată creșterea suprafeței locuite răcită pentru câteva din țările cu cea mai mare cerere de energie pentru răcire din Europa, sintetizat în figura 1.3.1.

Fig. 1.3.1 Suprafața de răcire actuală și estimată pentru unele țări europene în milioane m2 [71]

De obicei mașinile frigorifice cu compresor electric (unitățile tip split) au consumul maxim de energie în perioada de vârf din timpul verii atunci când sarcina de răcire este maximă. În ultimii ani, chiar și în Europa, aceasta cerere de energie duce în mod regulat la supraîncărcarea rețelelor de electricitate. Consumul de energie electrică al gospodăriilor a crescut cu aproximativ 40% în ultimele două decenii, în toate țările europene conform Eurostat [106]. O parte din creșterea consumului de energie electrică trebuie să fie atribuită cererii de răcire. Prin urmare, a fost efectuată o estimare a cererii de energie electrică asociată cu răcirea de confort bazată pe variația lunară a cererii de energie electrică. Raportul este pozitiv în cazul în care cererea de energie electrică este mai mare în luna iulie față de luna aprilie. Un raport ridicat implică faptul că există un vârf în cererea de energie electrică cauzată de nevoia răcirii de confort. Luna iulie a fost aleasă ca cea mai calda lună din an în timp ce aprilie este considerată a fi o lună neutră pentru cererea de răcire.

În ultimul deceniu piața echipamentelor de răcire de mici puteri pentru piața rezidențială, dar

și pentru cea comercială a crescut rapid și se preconizează să continue să crească la un ritm rapid în

jurul 3,14 -3,4% pe an (Comisia Europeană, DG ENER-2010). Această creștere poate fi explicată

datorită mai multor factori: standardul de viață (de trai) fac aceste echipamente de răcire mult mai

accesibile din punct de vedere financiar în timp ce standardul de confort face ca suprafața rezidențială

să crească.


6

În figura 1.3.2 se poate observa repartiția cererii de aparate de aer condiționat de puteri mici și medii la nivel mondial, unde zona asiatică în plină dezvoltare are o pondere covârșitoare.

Fig. 1.3.2 Număr estimat al cererii de unități de răcire RAC și PAC din 2011[88]

RAC - aparate de aer condiționat rezidențiale <7kW;

PAC - aparate de aer condiționat comerciale, tip multi-split sau VRF/VRV.

În UE-27 se estimează un consum de energie de 26 TWh/an pentru răcirea spațiilor rezidențiale conform raportului realizat de iNSPiRe Project în urma programului FP7/2007-2013 [87]. Pe parcursul anilor 1985-2003 se constată o creștere de 50% a cererii de curent electric care ar putea fi cauzată de cererea tot mai mare de răcire și deținerea de aparate de răcire (conform Ecoheatcool WP2, 2005). În prezent, în jur de 1% din totalul energiei electrice consumate de sectorul rezidențial a UE-27 este consumată pentru răcirea spațiilor (Astrom, 2010). Acest consum electric mai mare va împiedica angajamentele europene privind reducerea emisiilor de CO2 și conduce la necesitatea de investiții de capacitate în această piață. Deoarece nevoia de răcire este în mare parte îndeplinită de utilizarea energiei electrice, noile directive cu privire la clădirile cu eficiență energetică ar trebui să ofere diferite soluții cu o eficiență de răcire ridicată. Chiar dacă se observă o încetinire a creșterii pieței în 2012 se preconizează o revenire la procentul de 3,14% până în 2015 (BSRIA , 2012).

Dacă ne uităm totuși la figura 1.3.3, se observă o temporizare a cererii de aparate de “aer condiționat” tip split sau VRF (VRV) în Europa, chiar dacă, după cum spuneam mai devreme, există o creștere a suprafețelor de locuit răcite. Acest lucru se datorează în mare parte politicilor și programelor de reducere a emisiilor de CO2, dar și de eficientizare a clădirilor, implicit a instalațiilor ce asigură confortul în clădiri. O mare parte din instalațiile nou implementate în Europa folosesc de


7

asemenea surse de energii regenerabile dar și reziduuri termice din diferite procese industriale reușind astfel să scadă procentul echipamentelor cu consum preponderent electric.

Fig. 1.3.3 Tendința cererii de aparate de aer condiționat pe plan mondial (JRAIA, 2014)[53]

Capitolul 2. STADIUL ACTUAL ÎN DOMENIUL MAȘINILOR FRIGORIFICE

8

2 Stadiul actual în domeniul mașinilor frigorifice

2.4 Răcirea cu ajutorul energiei solare

Producerea frigului artificial cu ajutorul energiei solare presupune utilizarea radiației solare care, transformată cu ajutorul panourilor solare termice sau cu ajutorul panourilor fotovoltaice, în energie termică sau energie electrică, folosește diverse cicluri termodinamice sau electrice pentru obținerea frigului. În figura 2.4.1, sunt clasificate majoritatea proceselor principale ce pot utiliza această energie regenerabilă.

Ciclul închis

Proces de transformare a căldurii Ciclul Rankine și

compresie de vapori

Ciclul cu comprimare

mecanică a vaporilor

Cogenerare

energie electrică și

răcire(/încălzire)

Proces termomecanic

Radiația solară

Panouri solare termice

Proces termic

Panouri fotovoltaice

Proces electric

Ciclul cu ejecție

de vapori Ciclul invers Stirling/

Vuilleumier Ciclul deschis

Răcire prin evaporare

Peltier

Absorbant lichid

Sistem desicant

Absorbant solid

Sistem desicant

Absorbant lichid

Absorbție

Absorbant solid

Adsorbție

Roata desicantă Coloană (pat

compact) desicantă

H2O +LiBr NH3 + H2O SiO2+H2O

Fig. 2.4.1 Clasificarea proceselor principale ce folosesc energia solară pentru obținerea frigului artificial [41, 74, 20]


9

Faptul că vara necesarul de răcire este corelat cu intensitatea radiației solare, energia solară poate furniza cu ușurință mai mult de jumătate din energia necesară pentru răcire.[15]

Clasificări ale acestor sisteme au mai fost făcute și discutate în literatura de specialitate precum Grossman (2002) [37], articol urmat de programul SACE (Solar Air Conditioning in Europe) ce avea drept scop evaluarea stadiului actual al potențialului acestor sisteme, nevoile viitoare și perspectivele globale ale sistemelor pentru a fi introduse pe piață cât mai repede. Henning [41, 42] în articolele din 2006 și 2007 prezintă diverse aspecte practice legate de proiectarea acestor sisteme prezentând și începutul programului european MEDISCO (MEDitarranean food and agro Industry applications of Solar COoling technologies).

Și în alte colțuri ale lumii, nu numai în Europa există un interes major pentru instalațiile de răcire cu ajutorul energiei solare după cum o dovedesc și următoarele articole ce au ca subiect tipurile instalațiilor frigorifice cu absorbție și nu numai, metode și posibilități de îmbunătățire a eficienței și reducere a costurilor: Hassan & Mohamad (2012) [40] din Canada, Ullah et al. (2013) [80] din Malaezia, Zhai & Wang (2009) [86] din China, Otanicar et al. (2012) [69] din SUA, Srikhirin et al. (2001) [79] din Tailanda, Boopathi Raja (2012) [17] din India, Abdullah et al. (2014) din Australia.

2.5 Mașini frigorifice cu absorbție/adsorbție antrenate de energia solară

Evoluția sistemelor de producere a frigului cu ajutorul energiei solare, la nivel internațional, este în plină dezvoltare pentru a oferi o alternativă la sistemele cu compresie mecanică antrenate de energia electrică. Sistemele de răcire cu ajutorul energiei solare sunt folosite în întreaga lume pentru a deservi atât aplicațiile industriale cât și pe cele rezidențiale. Pentru a susține și încuraja această dezvoltare au fost realizate numeroase programe de cercetare. Printre primele proiecte europene a fost SACE (Solar Air Conditioning in Europe) ce a fost inițiat în 2002 și a fost susținut de Comisia Europeană. Au urmat apoi programe ale IEA(International Energy Agency) Task 25, 30, 32, 48 și ultima Task 53. De asemenea amintim SOLAIR, SOLERA, SolarCombi+, Medisco, IEA-SHC, Climasol. Toate acestea dovedesc că sistemele de răcire cu ajutorul energiei solare sunt viabile și că pot oferi aceleași condiții de confort odată cu protejarea mediului [14]. Mașinile frigorifice cu absorbție și adsorbție sunt cele mai răspândite mașini frigorifice care funcționează cu ajutorul energiei solare conform studiilor precizate anterior și reprezentate în figura 2.5.1.

Fig. 2.5.1 Procentajul tipurilor de instalații de răcire cu ajutorul energiei solare, stânga-instalații

de capacități mari, dreapta-instalații de capacități mici(<20kW) (IEA SHC Task 38) [92,93,94]


10

Așa cum se vede și în ultima documentare [92], figura 2.5.2, numărul acestora este în continuă creștere. Se preconizează la ora actuală, că numărul acestora a trecut de 1050 de unități în 2014[Green Chiller, Tecsol, SACE, SHC, IEA].

Fig. 2.5.2 Numărul instalațiilor de răcire cu ajutorul energiei solare din Europa și din lume [Green Chiller, Tecsol, IEA SHC Task 38, Task 48, Task 53]

Chiar dacă sistemele solare de răcire reprezintă o soluție pentru a reduce consumul de combustibili fosili, ele trebuie să fie competitive și din punct de vedere financiar. Un mare impediment pentru comercializarea acestora pe scară largă este costul acestora raportat la echipamentele cu compresie mecanică și antrenate de energia electrică. Dar odată cu dezvoltarea tehnologiilor folosite în aceste sisteme, prețul acestor echipamente scade simțitor după cum reiese și din figura 2.5.3. Cea mai costisitoare componentă a acestor sisteme rămân colectorii solari dar fiind folosiți pe întreaga perioadă a anului, pentru încălzire, răcire și apă caldă menajeră, valoarea acestora se poate amortiza rapid.

Fig. 2.5.3 Evoluția prețurilor sistemelor de răcire cu ajutorul energiei solare[Green Chiller]

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013

Documentate

Estimate

Linear (Estimate)


11

2.8 Avantajele sistemului studiat

După cum am menționat anterior foarte multe studii există deja referitoare la majoritatea sistemelor de răcire ce folosesc ca și sursă primară radiația solară dar o clasificare edificatoare cost - performanță este făcută de Kim și Infante Ferreira [58] în figura 2.8.1. Pornind de la intensitatea radiației solare de 1000 W ce poate fi transformată în energie termică sau electrică cu ajutorul diferitelor tipuri de panouri solare, termice sau fotovoltaice, urmând să antreneze diferitele mașini sau instalații frigorifice, se poate obține o cantitate de energie de răcire. Costurile pentru mașina frigorifică pe kW energie de răcire sunt specificate separat față de echipamentele auxiliare necesare. Așa cum reiese din aceasta schemă, valoarea cea mai mică estimată este cea a sistemului cu absorbție simplu efect. Având construcția cea mai simplă iar temperatura apei calde mult mai scăzută decât cea necesară mașinii dublu efect obținerea acesteia se poate realiza și cu panouri solare mai ieftine și mai simple de tipul panourilor solare plane.

Sistemele solare electrice și cele termomecanice sunt mai scumpe decât cele solare termice și de altfel nu sunt compatibile cu sisteme actuale existente(instalate) și anume cele pentru încălzirea clădirilor reprezentând un sistem separat. Pentru a reduce costurile acestor sisteme sau pentru a recupera mai repede investiția sisteme de răcire se combină cu sisteme de încălzire dar și cu cele pentru apă caldă rezultând sisteme complexe și complete pentru acoperirea tuturor cerințelor. Astfel fracția solară a sistemelor crește iar amortizarea colectorilor, componenta cea mai scumpă a sistemelor ce folosesc ca și energie regenerabilă radiația solară, se face într-un interval mai scurt.

1000W

1000W

Panouri fotovoltaice

Panouri termice

Plane

Tuburi vidate

T. v. + Reflector

100Wx0.1

300W

50W

170W

200W

300W

x3.0

x0.5

x1.7

x2.0

x3.0

Compresie mecanica

Termoelectric

Stirling

Termoacustic

Magnetic

P.FV.

1700 2000+300

10000

1900

2500

1700

200

ChillerColector+Echipamente*2

Cost*1(€/kW racire)

12000+300

3500+300

3000+300

2000+300

100W

500W

500W 600W

400W

350W

350W

150W

x1.2

x0.8

x0.7

x0.7

x0.3

x0.2

Stirling

Rankin

Motor termic(55% Carnot)

Simplu efect

Dublu efect

Absorbtie

500W

200°C

150°C

90°C

x0.5

x0.5

x0.5Simplu efect

Adsorbtie

Desicant

Ejector

300

400

500

Colectori termici

900

600

700

700

1700

*1. preturi de lista fara instalare, aproximarea valorilor sub 100€*2.se presupune a fi 150% din costul chilerrelor cu compresie mecanica

Fig. 2.8.1. Schema cost – performanță pentru diferite sisteme solare de răcire [58]


12

O evaluare mai clară a costului unor mașini frigorifice existente folosite de sistemele de răcire solară se poate observa și în tabelul 2.8.1. În care se prezintă mai multe cercetări ce realizează un studiu de piață a costurilor unor mașini frigorifice de puteri medii și mici.

Tabel 2.8.1: Cost specific €/kW răcire pentru diferite mașini frigorifice [30]

Conform evaluărilor efectuate de Balaras et al.(2007) [6] în figura 2.8.2 se poate vedea variația coeficientului de performanță al sistemelor principale bazate pe principiul ab/adsorbţiei atât pentru ciclurile deschise cât şi pentru cele închise raportate la temperatura apei calde ce antrenează sistemul.

Fig. 2.8.2. COP în funcție de temperatura de antrenare a sistemelor de răcire [6]

De asemenea Balaras face o evaluare a costurilor sistemului în funcție și de suprafața colectorilor solari. Această evaluare nu mai este actuală deoarece, după cum se va observa și în celelalte capitole ale tezei, costul instalațiilor de mici dimensiuni dar și mai important, al colectorilor solari, scade de la an la an. Totuși observația ca sistemele de puteri mici sunt mult mai scumpe decât cele de puteri mari rămâne valabilă, după cum ne demonstrează și Eicker și Pietruschka (2009) [25] în figura 2.8.3.

Articole de studiu Sistem cu compresia mecanica

Jumătate de efect

Absorbție

Simplu efect

Absorbție

Dublu efectAbsorbție

Adsorbție Desicant

Henning, 2004 300 400 850

Kim & Infante Ferreira, 2008

200 400 300 500

Mokhtar et al., 2010 210 250 550 Peters, 2010 370

Otanicar et al., 2012 210 855 855 1065

Lazzarin, 2013 300 400 700 600

Kim & Infante Ferreira, 2013

250 700 400 700 700 700


13

Fig. 2.8.3. Costuri de investiție pentru sistemele frigorifice cu absorbție

(Eicker și Pietruschka, 2009) [25]

Principalele argumente/avantaje pentru îmbunătățirea mașinii frigorifice cu absorbție NH3-H2O utilizând energia termică sunt:

- Sistemul exploatează surse de energie cu potențial termic scăzut cum ar fi energia termică reziduală din diferite procese industriale, energie geotermală și energia solară care măresc COP-ul efectiv al acestor echipamente datorită faptului că nu mai apar pierderi de exergie specifice conversiei acesteia în energie electrică sau prin distribuție.

- Costul unui sistem colector solar tinde să crească cu temperatura de lucru mai rapid decât COP-ul unei mașini cu absorbție. Chilerele antrenate de temperaturi ridicate nu ar fi compatibile cu sistemele de încălzire solară existente, care au fost inițial concepute pentru a produce apă caldă menajeră.

- Cantitatea mică de energie electrică folosită reduce cererea de vârf generată de consumul de electricitate pentru răcire, atât în domeniul aerului condiționat(temperatura de refulare de la 5ºC la 20ºC) cât și în cel frigorific(de la -20ºC la 5ºC) eliminând cel puțin o cauză ce generează întreruperea furnizării de energie electrică reducând „stresul” rețelelor de electricitate deja șubrede.

- Protecție a mediului ridicată datorită energiei utilizate dar și a substanțelor utilizate, NH3-H2O, care au ODP și GWP nule, astfel protejează stratul de ozon și nu contribuie la încălzirea globală.

- Datorită faptului că nu are părți în mișcare exceptând pompa de soluție și ventilatorul, le face foarte silențioase, ușor de întreținut cu o securitate sporită pentru oameni astfel că durata de funcționare poate atinge 20-30 ani fără intervenții majore.

- Aportul de energie solară coincide de obicei cu cererea de răcire, astfel atunci când soarele strălucește cel mai tare și necesarul de răcire crește proporțional.

- O piață rezidențială de acoperit datorită faptului că cererea pentru confort ambiental crește neîntrerupt.

Cos

t sp

ecifi

c in

€ f

ără

TV

A/ k

W


14

- Sisteme de automatizare simple pentru funcționarea în regim parțial, reglarea necesită doar o variație a debitului de soluție NH3 corelată cu variația debitului de agent termic.

- Sistem compact cu schimbătoare de căldură îmbunătățite cu minicanale, ușor de instalat, sistemul nu se supune unor reglementări speciale de rezistență mecanică, volumul de agent frigorific scăzut reduce riscurile unor eventuale intoxicații.

2.9 Obiectivele lucrării

Obiectivul principal al tezei constă în îmbunătățirea eficienței energetice a mașinii frigorifice cu absorbție antrenată de energia termică solară, utilizând schimbătoare de căldură cu minicanale adecvate procesului, reducându-se astfel cantitatea de energie obținută din combustibilii fosili, implicit a cantității de GHG (greenhouse gases = emisiilor de gaze cu efect de seră).

În acest sens se va realiza o instalație frigorifică cu absorbție prototip antrenată și de energie regenerabilă și anume energia termică solară, oferind o alternativă la echipamentele de aer condiționat antrenate în totalitate de energia electrică. Piața echipamentelor de răcire cu ajutorul mașinilor frigorifice cu absorbție antrenate de energia solară de puteri mici este în plină dezvoltare după cum o dovedesc toate programele europene dar și mondiale ce sprijină studiile, experimentele și realizarea acestor tipuri de instalații.

O instalație mică de răcire cu absorbție este realizată de către compania Rotartica, o companie spaniolă, având o putere nominală de 4,5 kW și un interval de 2 până la 8 kW în funcție de temperaturile de intrare și de ieșire. Agentul frigorific este H2O iar absorbantul LiBr. Realizarea unei noi mașini frigorifice cu costuri scăzute și eficiență ridicată poate oferi o alternativă pe piața actuală.

În această lucrarea se propune realizarea unei noi mașini frigorifice cu costuri reduse și eficiență ridicată. În acest sens se propune ca absorbitoare peliculare multitubulare orizontale sau verticale cu distribuția soluției sărace și a vaporilor în manta să fie înlocuite cu schimbătoare compacte cu minicanale pentru toate componentele mașinii frigorifice. Totodată, se va realiza un echipament complet răcit cu aer care să nu necesite decât conectarea la sistemul de producere a energiei termice și la sistemul de distribuție a agentului de răcire.

Se va urmări creșterea performanței mașinii de răcire prin compactizarea componentelor principale ce are ca urmare reducerea dimensiunilor, cantității de materiale folosite și a cantității de agent frigorific.

Realizarea unei instalații simple, eficiente, cu costuri scăzute ce poate folosi o sursă de energie regenerabilă din ce în ce mai utilizată și anume radiația solară poate reprezenta o soluție viabilă la instalațiile cu comprimare mecanică antrenate de energia electrică. Astfel compactizarea echipamentului și creșterea performanței acestor sisteme pentru răcirea clădirilor este o preocupare principală a cercetării actuale.

Mașina frigorifică cu absorbție NH3-H2O propusă și analizată este destinată în special spațiilor rezidențiale, având o putere preconizată în jurul valorii de 5 kW.


15

Obiectivele intermediare ale tezei sunt:

selectarea sistemului de răcire optim utilizând ca sursă de energie regenerabilă, energia solară;

studiul sistemelor de răcire cu absorbție și a soluțiilor de alimentare cu energie; analiza comparativă a sistemelor de răcire cu absorbție și a soluțiilor de alimentare cu energie

regenerabilă; realizarea schemei tehnologice finale de studiu și definitivarea modelului matematic de calcul; modelarea matematică a sistemului de răcire ales utilizând programul de calcul, EES; experimentarea funcționării prototipului instalației de răcire cu absorbție cu diverse

schimbătoare de căldură; stabilirea parametrilor de funcționare eficientă a sistemului de răcire și compararea

rezultatelor modelului matematic cu cele obținute pe instalația experimentală; stabilirea criteriilor (parametrilor) de funcționare optimi a instalației cu schimbătoare de

căldură cu minicanale; valorificarea/diseminarea rezultatelor.

Capitolul 3. BAZE TEORETICE

16

3. Baze teoretice

3.1 Mod de funcționare prototip I.F.A.

În figura 3.1.1 se prezintă schema tehnologică a instalației frigorifice cu absorbție prototip 3 raportată la diagrama T - P, într-o treaptă, în soluție amoniacală realizată pentru verificarea capacității de răcire a acesteia. În figura 3.1.2 este prezentată schema instalației prototip 3 realizată pentru efectuarea măsurătorilor necesare validării rezultatelor numerice și analitice și optimizării funcționării acesteia. Elementele componente principale vor fi detaliate în capitolul 4 al lucrării iar standul experimental în capitolul 5.

Fig. 3.1.1. Schema instalației frigorifice cu absorbție în soluție NH3–H2O prototip în digrama T-P

Instalația de răcire studiată, antrenată de energia solară, este o instalație cu absorbție cu soluție amoniac-apă. Puterea frigorifică a instalației este calculată pentru aproximativ 4-5 kW.


17

Fig. 3.1.2. Schema instalației frigorifice cu absorbție în soluție amoniac – măsurători

Apa caldă preparată de captatoarele solare (boiler electric în cazul experimentului), cu temperatura cuprinsă între 85-90 0C este folosită în generatorul G, schimbător de căldură în plăci, pentru fierberea soluției de amoniac-apă. După fierbere, vaporii de amoniac degajați pleacă spre condensatorul C. În condensator, vaporii condensează și lichidul rezultat se laminează în ventilul de laminare, VL 2, ce joacă şi rolul unui ventil de reglaj, după care lichidul intră în vaporizatorul V.

Amoniacul lichid vaporizează în V prin preluarea căldurii de la apa de la consumator care se răcește. Vaporii rezultați intră în absorbitorul A, constituit dintr-un schimbător de căldură cu minicanale de 1,5 mm și nervuri exterioare dar și un ventilator pentru circulația debitului de aer, fiind absorbiți de soluția săracă în amoniac ce vine de la separatorul de lichid. Rezultă soluția bogată în amoniac, aceasta fiind pompată de pompa P în generatorul G , după ce în prealabil se preîncălzește în economizorul E1. Soluția bogată, după fierberea în generatorul G, devine o soluție săracă în amoniac, care după separarea de vapori în separatorul de lichid SL, se răcește în economizorul E1 după care se laminează în ventilul VL2 și intră în absorbitorul A, unde absoarbe vaporii de amoniac și devine o soluție bogată în amoniac iar ciclu în compresorul termochimic se reia.

3.2 Procesele termodinamice din cadrul sistemului frigorific analizat

Procese termodinamice prezentate și în figurile 3.2.1 - diagrama h-ζ-p și 3.2.2 - diagrama p-θ-ζ, sunt specifice fiecărei componente a instalației şi sunt următoarele:


18

• În absorbitor este absorbit debitul masic de agent frigorific (vapori de amoniac), Qm0, în debitul masic de soluție săracă în amoniac, QmSS. Prin absorbția vaporilor de amoniac, soluția inițial săracă în amoniac se concentrează în amoniac, concentrația ei crescând de la ξSS=ξ10 la ξSB =ξ7 . Pentru desfășurarea continuă a procesului de absorbție se evacuează un flux de căldura ΦA către un mediu de răcire reprezentat de aer la instalațiile de putere redusă, ca și în cazul nostru, și de apă la instalațiile de putere medie și mare. Odată cu evacuarea căldurii de absorbție are loc și o răcire a soluției.

• Pompa de soluție, P, asigură circulația debitului masic de soluție bogată, QmSB, preluată din absorbitor cu presiunea pA=pjoasă ridicându-i presiunea până la valoarea din fierbător, pF=pridicată. Pentru realizarea procesului de pompare este consumată puterea de pompare PPS. Procesul se desfășoară de la starea 7 la starea 8. Puterea consumată pentru pompare, mai ales la instalațiile mici este deseori neglijată în calcul COP fiind foarte mică în raport cu energia termică necesară.

• În generator soluția bogată în amoniac fierbe pe seama fluxului de căldură ΦG cedat de agentul încălzitor. Prin degajarea vaporilor, în care amoniacul este preponderent, soluția se diluează, evoluând de la ξSB la ξSS , în procesul 1- 2.

• În ventilul de laminare 1 a soluției debitul masic de soluție diluată în amoniac Qmss rezultat din fierbător se destinde de la starea 9 la starea 10, deci de la presiunea pG la presiunea pA.

• Între absorbitor și fierbător se introduce un schimbător de căldură, numit și economizor care are rolul de a prelua căldura de la soluția săracă în amoniac, provenită de la partea inferioară a SL, și a o ceda soluției bogate în amoniac rezultată în urma procesului de absorbție. Soluția bogată în amoniac este încălzită în economizor, astfel încât, în fierbător, va scădea semnificativ consumul de energie. Va rămâne de furnizat energia termică necesară încălzirii până la starea de saturație și fierberii soluției. Pe de alta parte, soluția săracă în amoniac de temperatură ridicată se răcește, înainte de pătrunderea în absorbitor, cedând căldura soluției bogate.

• Debitul masic de vapori degajat din compresorul termochimic este dirijat în condensator. În acest aparat, prin cedarea fluxului de căldură de condensare, ΦC, către aerul de răcire, vaporii concentrați în amoniac condensează izobar în procesul 2 – 4. Cum vaporii de stare 2 reprezintă un amestec de vapori de amoniac și o foarte mică parte de vapori de apă, condensarea lor nu este perfect izotermă, și astfel, valoarea temperaturii va scădea de la o valoare inițială până la temperatura de sfârșit de proces. Datorită faptului că procesul se desfășoară la presiune ridicată pC = 12...16 bar, iar concentrația vaporilor este foarte mare, ξ2 = 99...99,5 %, procesul de condensare poate fi considerat cvasi izoterm.

• Debitul de agent frigorific lichid răcit, Qmo, de stare 4 este destins până la starea 5, de la presiunea de condensare pC până la cea din vaporizator, p0, în ventilul de reglare-laminare (VL2). În același timp, acesta realizează reglarea puterii frigorifice a instalației, asigurând debitul de lichid necesar realizării efectului frigorific prin vaporizare. Este un ventil de reglare termostatic, care menține constantă diferența de temperatură între intrarea lichidului și ieșirea vaporilor în și din vaporizator.

• În vaporizatorul (V) se realizează puterea frigorifică a instalației Φ0, prin răcirea fluidului intermediar, venit de la consumatorul de frig pe seama vaporizării agentului frigorific (procesul 5 - 6). Datorită concentrației lichidului introdus în vaporizator, care este foarte mare (ξ = 99.7...99.9 %),


19

ecartul de temperatură pe care se realizează procesul de vaporizare, este redus la o diferență de câteva grade.

Fig. 3.2.1. Ciclul termodinamic teoretic al instalației frigorifice cu absorbție în soluție apă-amoniac, într-o treaptă, în diagrama h-ζ-p

Fig. 3.2.2. Ciclul termodinamic teoretic al instalației frigorifice cu absorbție în soluție apă-amoniac, într-o treaptă, în diagrama p-θ-ζ

Procesele termodinamice prezentate sunt însoțite de schimburi de căldură interne sau cu mediul exterior. Prin însumarea acestor schimburi se realizează bilanțul energetic al instalației.

Din acest bilanț, puterea cea mai mare este cea de alimentare a generatorului, G. Puterea electrică a pompei de soluție Pps este mult mai mică și de obicei se poate neglija în acest bilanț.

Puterea frigorifică 0 trebuie să fie mai mare de jumătate din F. Dintre puterile termice cedate

agentului de răcire, cea mai mare este cea din absorbitor, circa A≈1,6∙C după Stămătescu (1972).


20

3.3 Modelarea matematică a proceselor termodinamice

Date de intrare pentru calculul termic al instalației cu absorbție într-o treaptă studiată:

- puterea frigorifica a instalației (a vaporizatorului): 0 = 5 kW;

- temperaturile agentului intermediar de răcire, apă-glycol: θS1 / θS2 = 12/7°C;

- temperaturile agentului de răcire, aer: θW1 / θW2 = 25/30°C;

- temperaturile agentului de încălzire, apei calde: θAC1 / θAC2 = 90/85°C;

- concentrația vaporilor ce părăsesc generatorul: x = 0,999.

Este necesar să se determine următoarele elemente:

• Debitele masice și volumice de soluție bogată și soluție săracă în amoniac: QmSB

respectiv QmSS;

• Debitul masic de agent frigorific, Qm0;

• Puterea generatorului, ФG;

• Puterea necesară acționării pompei de soluție, PPS;

• Puterile termice cedate agentului de răcire în absorbitor, condensator, ФA, ФC.

Pe baza determinărilor de mai sus, se va realiza în final bilanțul energetic al instalației.

De asemenea, un alt indicator important este coeficientul de performanță a instalației, notat

COP (denumit și eficiență frigorifică IF), rezultă din raportarea efectului util (cel de realizare a

frigului) 0 la puterea de acționare a instalației (a generatorului și pompei de soluție) G și PPS:

ΦΦ

3.3.1

În funcție de variația de temperatură a fluidelor din vaporizator și condensator se determină temperaturile de vaporizare și condensare.

În funcție de temperatura finală a lichidului răcit în vaporizator θS2 și de diferența minimă de temperatură între medii, ΔθV =2 … 5 °C, vom obține temperatura finală de vaporizare:

Δ (3.3.2)

Diferența de temperatură între începutul și sfârșitul procesului de vaporizare e Δθ0 =2 … 3°C, în funcție de concentrația considerată a agentului frigorific ξ2=99.7 … 99.9 %. Astfel

rezultă temperatura inițială de vaporizare:

, Δ (3.3.3)

Fiind cunoscute temperatura finală a agentului de răcire (θw2) și diferența minimă de temperatură între medii, ΔθC =2 … 5 °C , rezultă temperatura de condensare:

Δ (3.3.4)


21

Din tabelele de date pentru agentul frigorific se vor determina presiunea de vaporizare, p0 și presiunea de condensare, pC în funcție de temperatura inițială de vaporizare și de temperatura de condensare. Nu se va ține cont de pierderile de presiune de pe circuite:

p0=f(θ0)= pA (3.3.5)

pC=f(θC)= pG (3.3.6)

Concentrațiile soluției sărace și soluției bogate se vor determina din diagrama h −ξ − p , în urma trasării procesului său din diagrama P-1/T(Dühring plot).

, %] (3.3.7)

, %] (3.3.8)

Funcționarea continuă a compresorului termochimic presupune existența unei diferențe de concentrație între soluția bogată și soluția săracă de minim 5 %.

În continuare se vor determina parametrii termodinamici pentru diferitele stări din

reprezentarea proceselor în diagrame.Se va trece la efectuarea unor bilanțuri termice și masice pentru determinarea puterilor masice ale aparatelor instalației, și apoi a puterilor globale prin înmulțirea cu debitul masic de agent frigorific.

a) Bilanțul energetic al vaporizatorului

În figura nr. 3.3.1 sunt prezentate puterile care sunt introduse și evacuate din vaporizatorul instalației:

Fig. 3.3.1 Bilanțul energetic al vaporizatorului și variația temperaturilor

Prin efectuarea bilanțului se poate determina debitul masic de agent frigorific, Qm0.

Φ ⋅ ⋅ Φ / [kg/s] (3.3.9)

Pentru simplificarea notațiilor se va introduce o mărime numită factor de circulație a soluției, și se notează cu “f”.

3.3.10

5 6 0

θ5L

Apa rece

θ6 V

S [m2]

θ [ºC]

θS2 θS1

NH3


22

Valoarea factorului de circulație se obține prin efectuarea bilanțului masic al generatorului de vapori (G). Acest bilanț este prezentat în figura 3.3.2.

⋅ ⋅ ⋅ (3.3.11)

Din relația dintre debitul masic de soluție bogată și debitul masic de soluție săracă în amoniac și prin împărțirea ulterior a relației 3.3.11 la debitul masic de agent frigorific, rezultă:

1 ⋅ 1 ⋅ ⋅ (3.3.12)

Astfel, factorul de circulație f se va calcula după cum urmează:

/ (3.3.13)

Factorul de circulație depinde de intervalul de degazare a soluției Δξ . Pentru valori apropiate de valoarea minimă necesară, 5%, f are valori mari (f=13), rezultând un debit masic ridicat de soluție.

Fig. 3.3.2 Bilanțul masic al generatorului de vapori și variația temperaturilor

Astfel se poate determina puterea masică de fierbere qF cedată de agentul încălzitor soluției care degajează debitul de vapori Qm0. În continuare se prezintă bilanțul energetic al generatorului de vapori și puterea globală a acestuia.

1 ⋅ ⋅ [kJ/kg] (3.3.14)

Φ ⋅ [kW] (3.3.15)

Puterea masică de absorbție qA cedată agentului de răcire se determină din bilanțul energetic al absorbitorului prezentat în figura nr.3.3.3. De asemenea se calculează și puterea globală a acestuia:

θ1

Apa calda

θ3

S[m2]

θ [ºC]

θAc2 θAc1

Solutie NH3+H2O

2 - vapori

G 1.SB

3.SS


23

Fig. 3.3.3 Bilanțul energetic al absorbitorului și variația temperaturilor

1 ⋅ ⋅ [kJ/kg] (3.3.16)

Φ ⋅ [kW] (3.3.17)

În continuare se vor determina puterea termică de condensare, cedată agentului de răcire în condensator, figura nr. 3.3.4, precum și lucrul mecanic masic de pompare lPS al pompei de soluție. De asemenea se vor calcula și puterile globale ale condensatorului dar și al pompei de soluție:

Fig. 3.3.4. Bilanțurile energetice pentru condensator și variația temperaturilor

Pentru condensator vom avea:

[kJ/kg] (3.3.18)

Φ ⋅ [kW] (3.3.19)

Lucrul mecanic masic de pompare va fi:

⋅ [kJ/kg] (3.3.20)

Φ ⋅ [kW] (3.3.21)

10 6 7 A

C

2 4

C θW1

θCD= θ4

θW2

S[m2]

θ [ºC]

θW1

Solutie

θW2

S[m2]

θ [ºC]

Aer de racire

θ10

θ7


24

Aceeași metodologie a efectuării bilanțurilor se aplică pentru schimbătorul de căldură și anume economizorul. Astfel, în cazul economizorului, bilanțul energetic este prezentat în figura 3.3.5.

Fig. 3.3.5 Bilanțul energetic al economizorului și variația temperaturilor în economizor

Fluxul de căldură unitar transferat intern în economizor este:

⋅ 1 ⋅ [kJ/kg] (3.3.22)

Φ ⋅ [kW] (3.3.23)

Din bilanțul termic al vaporizatorului s-a determinat inițial debitul masic de agent frigorific, Qm0. Prin multiplicarea cu acest debit masic de agent frigorific a puterilor masice pentru fiecare aparat în parte, se obțin puterile globale.

Cu ajutorul acestor puteri globale, se realizează în final bilanțul energetic global al instalației reale cu absorbție:

ΦG + Φ0 + PPS = ΦC + ΦA [kW] (3.3.24)

Cel mai important indicator al unei instalații frigorifice este reprezentat de raportul dintre efectul util

realizat în vaporizator și ceea ce se consumă pentru a realiza acest efect util, .

În cazul instalației la care fierbătorul este acționat cu energie solară și în completare, atunci când este necesar, cu apă încălzită de cazan, cantitatea de combustibil convențional se calculează conform acestui caz particular.

Deoarece puterile de acționare a instalației sunt de mai multe tipuri, electrice sau termice,

pentru estimarea corectă a COP-ului este necesar să se determine cantitatea de combustibil convențional. În cazul în care fierbătorul este acționat doar prin folosirea unor surse convenționale, de exemplu apa încălzită într-un cazan funcționând cu combustibil solid sau gazos, consumul de energie este mai ridicat. Acest element poate fi remediat prin utilizarea unei surse de energie regenerabile.

3 1 8 9

θ8

Solutie saraca

θ1

S[m2]

θ [ºC]

θ9 θ3

Solutie bogata


25

3.4 Programul de calcul

În practică, sunt utilizate mai multe programe de simulare a funcționării mașinilor frigorifice cu absorbție. Cel mai cunoscut program de simulare a proceselor care au loc în instalații frigorifice este COOLPACK. Acest soft este constituit din mai multe blocuri (echipamente) predefinite, care nu se pot edita, și cu ajutorul cărora se pot realiza instalații având diferite configurații.

În figura 3.4.1 se prezintă o mostră a programului scris în softul EES pentru o mașină frigorifică cu absorbție într-o treaptă, cu soluție amoniac-apă cu economizor. Funcția CALL NH3H2O face trimitere la proprietățile soluției hidroamoniacale, cu ajutorul acesteia se determină toți parametrii termodinamici dintr-un punct, atunci când se cunosc minim 3 parametri în punctul respectiv. Corelațiile sunt efectuate după Ibrahim, O.M., Klein, 1993[51].

Fig. 3.4.1. Modelului matematic scris în EES


26

EES (Engineering Equation Solver) este un soft comercial care poate rezolva sisteme de ecuații. Se pot face trimiteri la baze de date ce conțin proprietăți termodinamice ale unor diferiți agenți, cum ar fi apă, aer umed și uscat, diferiți freoni, dar și amestecuri cum ar fi amoniac-apă sau bromură de litiu-apă. Softul EES poate fi utilizat pentru modelarea proceselor care au loc într-o mașină frigorifică cu absorbție în orice configurație. Programul este realizat astfel încât să lucreze cu unități de măsură din Sistemul International (ex. temperatura în [K]), însă, în cazul în care se lucrează cu unități de măsură diferite (presiunea în bar), acestea pot fi setate din meniu. Pentru realizarea unui program de calcul se definesc punctele caracteristice ale ciclului mașinii respective, și apoi se introduc ecuațiile de bilanț pentru fiecare schimbător de căldură în parte, în fereastra specifică a programului. Nu contează ordinea în care sunt introduse ecuațiile, acest lucru nu influențează rezultatul final.

3.6 Validarea programului de calcul

Pentru flexibilitate și ușurința cu care se pot obține rezultatele corecte pentru următoarele valori măsurate, parametrii principali, pe instalația prototip se va folosi programul EES ale cărui valori obținute vor fi comparate cu cele rezultate în urma măsurătorilor. În figura 3.6.1 sunt prezentate simplificat schema folosită în EES și o captură de ecran cu rezultatele obținute.

10

9

3

2

1413

4

8

7

6

1516 13 17

5

12 11

E1

GC

VL2

V

A

VL1SBSS

SSVapori

Vapori

Agent termicAgent deracire

Agent deracire

Agent racit

1 SB

Fig. 3.6.1. Schema instalației în EES și soluția obținută cu ajutorul EES


27

Rezultatele obținute în EES sunt comparate inițial cu cele calculate în Excel, diferențele mici rezultate fiind îndeosebi datorate de precizia cu care sunt efectuate citirile în diagrame. În figurile 3.6.2. și 3.6.3 și tabelele 3.6.1. și 3.6.2. sunt prezentate tabelar dar și grafic parametrii termodinamici caracteristici fiecărui punct de stare dar și parametrii de performanță teoretici ai instalației frigorifice cu absorbție într-o treaptă.

Tabel. 3.6.1. Parametrii termodinamici calculați în Excel și EES

CALCULATIE EES

Punct de stare p [bar] T [°C] h [kj/kg] x [kg/kg]

Punct de stare p [bar] T [°C] h [kj/kg] x [kg/kg]

1 13.5 68 90 0.53 1 13.51 71.1 84.39 0.53

2 13.5 80 1410 0.998 2 13.51 80 1433 0.99

3 13.5 85 150 0.44 3 13.51 85 146.3 0.44

4 13.5 35 95 0.998 4 13.51 35 158.9 0.99

5 4.97 4 95 0.998 5 4,97 4.4 158.9 0.99

6 4.97 7 1200 0.998 6 4,97 7.4 1176 0.99

7 4.97 35 -90 0.53 7 4,97 35 -81.39 0.53

8 13.5 36 -85 0.53 8 13.51 36 -76.18 0.53

9 13.5 46 -58.65 0.44 9 13.51 42.5 -45.66 0.44

10 4.97 43 -58.65 0.44 10 4,97 42.7 -45.66 0.44

Tabel 3.6.2 Parametrii de performanța calculați în Excel și EES

CALCULAȚIE EES

Componentă Puterea

termică (kW) Componentă Puterea termică

(kW)

Vaporizator 5 Vaporizator 5 Absorbitor 6.57 Absorbitor 7.08

Generator 7.38 Generator 8.19

Condensator 5.95 Condensator 6.26

Pompa de soluție 0.14 Pompa de soluție 0.15

Economizor soluție 4.91 Economizor soluție 4.80

Parametrii de performanță IFA Parametrii de performanță IFA

Factor de circulație 6.20 Factor de circulație 6.11

COP 0.66 COP 0.59

Capitolul 4. DEZVOLTAREA ELEMENTELOR COMPONENTE

28

4. Dezvoltarea elementelor componente

4.1 Transferul de căldură în schimbătoarele de căldură cu minicanale

În cadrul instalației frigorifice studiate majoritatea elementelor componente sunt schimbătoare

de căldură, ele fiind elementele de bază ale mașinii frigorifice. Schimbătoarele alese au fost selectate pentru compactitatea lor dar în primul rând pentru eficiența raportată la volumul lor.

Compactitatea unui schimbător de căldură este caracterizată de raportul între suprafața sa de schimb de căldură și volumul său. În funcție de acest criteriu distingem [56]: - schimbătoare compacte (compactitatea mai mare de 700 m2/m3); - schimbătoare necompacte (compactitatea mai mică de 700 m2/m3).

Structura compactă a schimbătoarelor de căldură cu minicanale are numeroase avantaje. La o analiză rapidă se observă avantajele imediate ale unor asemenea soluții: costul redus de producție printr-o cerere mult redusă de materie primă în raport cu schimbătoarele de căldură clasice, cantitate redusă de agent termic, raport foarte mare între suprafața de schimb de căldură şi volumul util şi diametre ale canalelor interioare cuprinse între 1 şi 3 mm.

Diametrul hidraulic al micro-canalelor și mini-canalelor are mai multe definiții în literatura de specialitate. În domeniul canalelor, Kandlikar și Grande (2003) [54] au propus următoarea clasificare în raport cu diametrul hidraulic Dh: -canale convenționale (Dh>3 mm); -mini-canale (200μm<Dh<3 mm); -micro-canale (Dh<200μm);

Avantajul imediat al minicanalelor este prezentat de Webb și Jung [83] cu ajutorul condensatoarelor cu aripioare, prezentat în figura 4.1.1., obținând un coeficient al transferului de căldură cu 90% mai mare iar pierderile de presiune au crescut doar cu 25%.

Fig. 4.1.1. Model de condensator cu minicanale şi aripioare [54]

De asemenea reducerea dimensiunilor schimbătoarelor are un efect imediat și asupra cantității de refrigerant utilizat, Kim şi Bullard [1] dovedind acest lucru în experimentul lor, obținând o


29

micșorare cu 35% a cantității de refrigerant, implicit a volumului, doar micșorând dimensiunea canalelor.

Indicatorul ce descrie compactitatea schimbătorului de căldură este dată de formula (4.1.1) ce reprezintă raportul între suprafața de transfer și volumul acestuia. Acest indicator este des folosit în literatura de specialitate[54].

4

4 4.1.1

Hrnjak prezintă un studiu concentrându-se pe strategii de reducere a încărcării cu amoniac a

sistemelor de răcire. El recomandă utilizarea canalelor cu diametru mai mic și schimbătoare de căldură cu plăci cu goluri mici. Împreună cu Litch realizează un studiu pe un chiller cu compresie mecanică și agent frigorific NH3 (Hrnjak & Litch, 2008). Principalul obiectiv era reducerea încărcării cu agent frigorific și realizarea compactității sistemului. S-au testat două tipuri de condensatoare din Al răcite cu aer și un vaporizator tip schimbător în plăci. Încărcarea a fost redusă la 20g/kW obținându-se o valoare mai mică decât toate chillerele cu amoniac răcite cu aer de pe piață [48].

De obicei cantitatea specifică de refrigerant în vaporizatoare este mai mare decât în condensatoare dar folosind schimbătoare cu minicanale și pentru acestea se pot obține cantități mai mici de refrigerant, țelul fiind în jur de 10-20g/kW [54].

Schimbătoarele de căldură sunt dispozitive în interiorul cărora, un agent termic cald, numit agent termic primar, transferă căldură unui agent termic mai rece, numit agent termic secundar. Căldura este transferată întotdeauna de la fluxul cu temperatură mai ridicată a unui curent la fluxul cu temperatură mai scăzută. Procesul de transfer de căldură are loc în trei moduri diferite, conducție prin peretele tubului, convecție în afara peretelui tubului și radiație. Când diferența de temperatură a fluidului de lucru și peretele tubului în schimbătorul de căldură tind să fie mici căldura transferată prin radiație poate fi neglijată. Mărimea caracteristică unui schimbător de căldură este sarcina termică, (W), adică fluxul termic schimbat între cei doi agenți:

Φ ⋅ ∙ ∆ ⋅ ∙ 4.1.2 unde A- suprafața de transfer termic (m2), U - coeficient specific total de transfer de căldură (W / m2K), ΔTml - diferența medie a temperaturilor celor doi agenți termici (K).

În ceea ce privește schimbătoarele de căldură, relația (2) conduce la trei tipuri de probleme și anume probleme de:

• proiectare, adică determinarea suprafeței de transfer, A;

• verificare, adică determinarea sarcinii termice, ; • exploatare, adică determinarea coeficientului U și a diferenței de temperatură ΔTml .

“U” este coeficientul global de transfer de căldură care descrie procesele de transfer de căldură mai sus menționate, inclusiv prin coeficientul de conducție și convecție, precum și rezistența termică a depunerilor atât în interiorul cât și în exteriorul tubului.

Transferul de căldură nu este constant de-a lungul întregului schimbătorul de căldură și, prin urmare, U va fi văzută ca o valoare medie pe întreaga suprafață a schimbătorului de căldură.


30

4.4 Utilizarea absorbitorului cu minicanale

Absorbitorul este componenta cea mai importantă din cadrul mașinii frigorifice cu

absorbție[58]. Mai ales atunci când instalația este acționată de căldura generată cu ajutorul panourilor solare plane, la temperaturi scăzute. La fel reiese și din calculele din capitolele anterioare. Inițial absorbitoarele au fost răcite cu apă și au fost clasificate în două mari grupe, peliculare și cu barbotare. Mai târziu au apărut absorbitoarele cu pulverizare, soluția săracă fiind pulverizată în masa de vapori de agent frigorific într-o incintă adiabatică, ulterior realizându-se evacuarea căldurii într-un schimbător de căldură.

În absorbitoarele peliculare soluția săracă curgând peste suprafața răcită, absoarbe vaporii de amoniac. Absorbitoarele peliculare (AP) se folosesc de obicei în instalații frigorifice de temperatura scăzută la care înălțimea coloanei de lichid are o influență mai mare asupra presiunii şi deci a temperaturii de vaporizare. Coeficientul de convecție la aceste absorbitoare este mai mare decât al celor cu barbotare și din acest motiv ele se folosesc şi în acele cazuri când consumul de metal al aparatului are o mare importanță [20].

Fig. 4.4.1. Absorbitor pelicular cu serpentină în manta, stânga răcire în contracurent, dreapta răcire în echicurent [82]

După construcție, absorbitoarele peliculare pot fi: ◊ multitubulare în manta (orizontale şi verticale), ◊ cu serpentină în manta şi ◊ cu elemente. Suprafața de răcire a absorbitoarelor cu barbotare este complet cufundată în soluție. Vaporii

de amoniac sunt trimiși sub nivelul soluției și sunt absorbiți de către aceasta (uneori termenul de barbotare este impropriu). Acestea se folosesc în instalații de puteri mici şi medii (20...100 kW), care


31

funcționează la temperatura de vaporizare a agentului frigorific până la -35...-40 °C și în acele cazuri când consumul de metal nu are o importanță deosebită. După construcție, ele se clasifică în aparate:

◊ multitubulare în manta şi ◊ cu elemente (țeavă în țeavă sau tubulare, stropite în exterior cu apă).

Fig. 4.4.2 Absorbitor multitubular vertical cu barbotare [84]

Pentru chilerele cu absorbție cu capacități reduse, schimbătoarele de căldură multitubulare, nu

reprezintă tehnologia corectă, după Estiot (2009)[26]. Atât datorită faptului că realizarea unor absorbitoare multitubulare de puteri mici nu se apropie de dimensiunile schimbătoarelor cu minicanale dar și pentru că realizarea lor ar fi mult mai costisitoare din punct de vedere al construcției, manoperei și materialului.

În proiecte anterioare, Estiot et all (2007)[27], Behr (2006)[8] și Hulin (2008)[50], Hasenöhrl (2011)[38], au investigat schimbătoare de căldură cu plăci funcționând ca și absorbitor. O reprezentare apropiată de ceea ce au utilizat se regăsește în figura 4.4.2.

Fig. 4.4.3 Schimbător de căldură cu plăci utilizat ca și absorbitor [39]


32

Rezultatele obținute din primele investigații au fost mai mici decât cele preconizate datorită peliculei de soluție săracă ce nu uda suficient plăcile. Hasenöhrl (2011) [38] îmbunătățește distribuția soluției sărace prin intermediul unui distribuitor superior din care pleacă soluția săracă şi prin recircularea soluției bogate.

Funcția absorbitorului într-o instalație frigorifică cu absorbție este de a absorbi vaporii rezultați în vaporizator. Acest lucru este posibil atunci când absorbitorul conține o soluție de amoniac cu o presiune de vaporizare mai mică decât în vaporizator. Pentru a satisface această condiție este necesar să fie îndeplinite următoarele:

- Concentrația de NH3 să fie relativ scăzută pentru soluție săracă - Temperatura soluției să fie suficient de mică - Căldura produsă în urma procesului de absorbție trebuie să fie eliminată pentru a se menține

presiunea suficient de scăzută pentru a continua aspirația vaporilor din vaporizator De asemenea o altă cerință este ca transferul de masă al vaporilor de NH3 în soluția săracă să

fie foarte bun. Acest lucru necesită din nou o zonă mare de contact între gaz și soluție pentru ca întreaga cantitate de vapori să fie absorbită în masa de soluție săracă.

Realizarea primului prototip al mașinii frigorifice s-a făcut cu echipamentele disponibile în acel moment fără o dimensionare a acestora, urmând să se verifice funcționarea acestuia. Deoarece, după cum am specificat anterior instalația nu a avut o funcționare continuă s-a realizat cel de al doilea prototip cu o putere preconizată de 5 kW.

Dimensionarea celui de al treilea prototip a început în urma testării funcționarii prototipului 2, rezultatele obținute apropiindu-se de valorile calculate pentru o funcționare în condiții nominale. Realizarea celui de al treilea prototip a fost dezvoltat pentru o îmbunătățire a performanțelor dar și pentru o extindere a intervalului de funcționare. Mărirea suprafeței absorbitorului a plecat de la concluzia că o suprafață extinsă va asigura o răcire eficientă a soluției bogate. Mai departe sunt prezentate rezultatele obținute în urma măsurătorilor atât pentru prototip 2 cât și pentru prototip 3.

Dimensiunile absorbitorului instalat pe mașina frigorifică prototip 2 sunt prezentate tabelar mai jos:

Numărul de tuburi 2x29=58 buc

Tub lung(Lxlxh) 206x18x2 mm

Tub scurt(Lxlxh) 103x18x2 mm

Înălțimea canalului 2,0 mm

Grosimea canalului 0,4 mm

Pasul aripioarelor 3 mm

Înălțime aripioare aer 9 mm

Compactitatea A/V 7500 >>700

Dimensiunea exterioară a absorbitorului este de LxlxH=375x329x43 mm rezultând o suprafață totală calculată de 3,11m2.


33

Fig. 4.4.4 Detalii absorbitor

Pornind de la aceste valori utilizate ca și reper am efectuat o dimensionare absorbitorului prototipului 3. Datorită faptului că regimul de lucru al mașinii frigorifice este aproape de temperatura mediului înconjurător nu se va lua în considerare pierderile către mediul ambiant. Atunci fluxul termic cedat de agentul termic primar (soluția de NH3-H2O) va fi egal cu fluxul termic preluat de agentul termic secundar. Diferența medie, 5.6%, este o cauză a erorilor de măsurare dar și o consecință a eficienței schimbătorului.

Soluția cedează un flux termic:

Φ ⋅ unde 1 ⋅ ⋅ iar / .

Aerul de răcire primește un flux termic: Φ ∙ ∙ ∆ unde ∆ , ,

Fluxul transferat de schimbătorul în curent încrucișat este:

Φ ⋅ ∙ ∆ unde ∆ este definit conform ecuației (4.2.2).

Date de intrare pentru agentul de răcire, aerul:

Aer θi= θ13 θo= θ17 V Qm cp

unit. mas. ºC ºC m3/h kg/m3 kg/s kJ/kg K

valoare 24.2»32 29.9»37.5 3918 1.175 1.278 1.005

Date de intrare pentru soluție, NH3-H2O:

NH3-H2O θss= θ10 θsB= θ7 θvap= θ6 h6 h7 h10 f cp(x=0.5NH3)

unit. mas.

ºC ºC ºC kJ/kg kJ/kg kJ/kg - kJ/kg K

valoare 42.1»45.4 30.5»37 7.35»7.7 1175»1183 -99 » -77 -29 » -49 3.7»7.9 ≈4.35


34

Utilizând metoda DTML și NTU- rezultă valorile medii din tabelul de mai jos, iar evoluția parametrilor se poate observa în figura 4.4.5:

Tml abs,aer abs, soluție U U U∙At U∙At

K kW kW kW/m2 K W/m2 K kW/K W/K

7.66 6.79 7.25 0.288 288.78 0.9 899

Evoluția lui U variază în funcție de cantitățile de agent frigorific și soluție vehiculate dar și în funcție de diferențele de temperatură dintre agentul de răcire și agentul răcit. Influența mai mare o are factorul de circulație al agentului frigorific după cum se observă și în grafic.

Fig. 4.4.5 Variație U, f și DTML absorbitor 2

De la aceste valori s-a pornit pentru o redimensionare a absorbitorului în paralel cu condensatorul pentru a extinde suprafața de transfer de căldură pentru o răcire eficientă la temperaturi ridicate ale mediului înconjurător dar cu temperatură a agentului de antrenare constantă.

Dimensiunile absorbitorului instalat pe mașina frigorifică prototip 3 sunt prezentate tabelar mai jos:


Tub lung(Lxlxh) 456x18x2 mm

Tub scurt(Lxlxh) 228x18x2 mm






Dimensiunea exterioară a absorbitorului este de LxlxH=750x647x43 mm rezultând o suprafață totală calculată de 6,63 m2.

0.0

50.0

100.0

150.0

200.0

250.0

300.0

350.0

400.0

0.00

2.00

4.00

6.00

8.00

10.00

1 2 3 4 5 6 7 8

U [W/m

2K]

MăsurăriDTml f U


35




valoare 24»32 26.3»34 11136 1.15 3.557 1.005



unit. mas.

ºC ºC ºC kJ/kg kJ/kg kJ/kg - kJ/kg K

valoare 42»45.5 27.5»34.6 7.35»7.7 1175»1183 -77 » - 99 -29 » -49 3.7»7.5 ≈4.35

Utilizând metoda DTML și NTU- rezultă valorile medii:

Tml abs,aer abs, soluție U U U∙At U∙At


7.24 7.33 7.24 0.155 155.13 1.03 1027.8

Chiar dacă valoarea medie a lui U scade datorită scăderii vitezei soluției în absorbitor, valoarea puterii totale transferate crește cu circa 13%. Astfel se îmbunătățește transferul de masă și căldură obținându-se un COP mai bun.

Fig. 4.4.6 Variație U, f și DTML absorbitor 3

Supradimensionarea absorbitorului poate fi o soluție pentru a corela o temperatură exterioară ridicată cu COP-ul instalației. De asemenea trebuie să ținem seama că odată cu creșterea temperaturii exterioare este foarte posibil ca temperatura generată de panourile termice să crească. Din păcate nu s-a putut experimenta acest lucru fiind limitați de cazanul termic folosit pe stand. Crescând suprafața absorbitorului, pentru a putea păstra același coeficient global de transfer termic, trebuie crescut și debitul ventilatorului deoarece influența vitezei aerului are un impact major în coeficientul de convecție al schimbătorului.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

1 2 3 4 5 6 7 8

U [W/m

2K]

MăsurăriDTml f U 2


36

4.5 Utilizarea schimbătorului de căldura în plăci ca generator și vaporizator

Generatorul este de asemenea o componentă importantă a echipamentului frigorific cu absorbție. După principiul de funcționare fierbătoarele sau generatoarele se împart în două grupe cunoscute: peliculare și imersate(sau înecate). Cele mai folosite sunt cele multitubulare, orizontale sau verticale. Fierbătoarele pot fi antrenate de lichide sau gaze fierbinți sau prin arderea directă a combustibilului.

Cele mai cunoscute și utilizate fierbătoare(generatoare) sunt cele multitubulare, orizontale sau verticale. În figura 4.5.1 este prezentată schema constructivă a unui fierbător monobloc vertical. Acesta este alcătuit din trei părți principale: zona de colectare a soluției sărace - L1, zona de fierbere propriu-zisă - L2 și zona de rectificare - L3, alcătuită din deflegmator și coloana de rectificare cu talere și clopote. L4 reprezintă zona de epuizare alcătuită din inele Raschig.

Conceptul de schimbător de căldură cu placi datează de la începutul acestui secol. Aceste schimbătoare au fost propuse inițial pentru a răspunde necesitaților industriei laptelui, utilizarea lor extinzându-se apoi în diverse alte ramuri ale industriei: chimie, tehnică nucleară, etc. Conceptul nu a fost suficient exploatat până la Richard Seligman, fondatorul lui APV International Ltd, prima firmă ce a introdus în 1923 comercializarea schimbatoarelor de căldură cu placi și garnituri. Inițial plăcile erau din “gunmetal”, dar în 1930 acestea au început să fie confecționate din oțel inoxidabil.

Fig. 4.5.1. Fierbător multitubular vertical și vertical [9]


37

Primele aparate de acest tip erau limitate din punct de vedere a condițiilor de funcționare la o

presiune de 2 bar și o temperatura de aproximativ 60 °C. De atunci, schimbătoarele de căldură cu placi și garnituri au rămas practic neschimbate din punct de vedere constructiv și a tehnologiei de fabricație, dar dezvoltările din ultimii șaizeci de ani au condus la ridicarea parametrilor operaționali, presiune și temperatură.

Schimbătoare de căldură cu plăci constă de obicei din foi de metal presate. Fabricarea lor necesită o mașină presă cu o matriță și un poanson, cu modelul negativ al modelului dorit pe placă pe partea respectivă. Foaia se pune pe matriță și apoi poansonul se presează împotriva matriței, forțând-o să se deformeze în forma dorită. Cu toate acestea, costurile variabile, sunt mici în comparație cu schimbătoare de căldură multitubulare. Prin urmare, schimbătoare de căldură cu plăci sunt o alternativă ieftină dacă sunt produse în număr mare. Mai mult decât atât, schimbătoare de căldură cu plăci sunt mai compacte decât schimbătoarele de căldură multitubulare. Pentru aceeași capacitate transferului de căldură, un schimbător de căldură în plăci este mai mică decât un schimbător de căldură multitubulare.

Girip, (2011) [44], analizează performanțele schimbătoarelor de căldură în plăci versus schimbătoare multitubulare pentru o instalație frigorifică cu absorbție într-o treaptă. Menținând

constantă puterea termică a vaporizatorului, 0, coeficientul de performanta al instalației crește odată cu creșterea temperaturii agentului încălzitor la fierbător până la o anumită valoare după care se aplatizează și scade ușor. Din figura 4.5.3 se observă că se atinge un maxim al coeficientului de performanță la temperatura de alimentare de aproximativ 100ºC. Introducând schimbătoarele de căldură cu plăci în instalație maximul COP-ului se deplasează spre stânga și se atinge valoarea maximă în jurul valorii de 90ºC, temperatura agentului încălzitor. Astfel se preconizează o creștere a coeficientului de performanță odată cu utilizarea SCP cu cca 7...10%, iar pentru instalația frigorifică în două trepte creșterea este cuprinsă între 4...4.8%. Intervalul de degazare se mărește, lucru ce explică posibilitatea coborârii temperaturii agentului încălzitor.

Fig. 4.5.3. Dependența COP-ului de temperatura de antrenare pentru un schimbător de căldură cu plăci

versus schimbător de căldură multitubular [45]

Folosirea unui generator tip SCP pentru o instalație LiBr trebuie să țină seama de căderile de presiune din acesta deoarece o cădere de presiune de aproximativ 10 kPa generează o creștere a temperaturii de fierbere de circa 15ºC. Nu același lucru se întâmplă în cazul soluției NH3–H2O unde


38

aceeași cădere de presiune generează o creștere a temperaturii de numai 3ºC pentru ca fierberea să se realizeze. Astfel pentru mașina frigorifică cu NH3, deoarece presiunea de lucru este relativ ridicată, diferența observată pentru punctul de fierbere în desorbție, cu și fără căderea de presiune, este aproape neglijabilă. Nu este și cazul soluției LiBr unde diferențe de până la 30ºC pot apărea pentru căderi de presiune de numai 20kPa [34].

Dimensionarea generatorului s-a efectuat pe baza bilanțului energetic al generatorului și puterea totală a acestuia cu următoarelor caracteristici ale apei calde de antrenare și a soluției hidroamoniacale. Diferența medie, 3 %, este o cauză a erorilor de măsurare dar și o consecință a eficienței schimbătorului. Generatorul nu mai fost redimensionat deoarece puterea rezultată a acestuia este suficientă.

Soluția absoarbe un flux termic:

Φ ⋅ unde 1 ⋅ ⋅ iar / .

Apa caldă cedează un flux termic: Φ ă ă ∙ ă ∙ ∆ ă unde ∆ ă ă, ă,



Date de intrare pentru agentul de încălzire, apa caldă:

Apă caldă θi= θ11 θo= θ12 V Qmapa cp


valoare 84.5»95.2 80.45»91.09 2 972 0.540 4.198



unit. mas. ºC ºC ºC kJ/kg kJ/kg kJ/kg - kJ/kg K

valoare 75.9»85.6 59.5»67.7 69.9»79.6 1415»1440 37»46.8 98.7»146.3 5.4»3.9 ≈4.35

Rezultă caracteristicile generatorului:

L 310 mm

l 125 mm

h 97 mm

Numărul de canale 26 buc


Grosimea semicasetei 0,8 mm

Pasul de ondulare 8 mm

Compactitatea A/V 550 < 700


39

Fig. 4.5.4. Detalii generator a)

Fig. 4.5.4. Detalii generator b)


Tml gen,aer gen, soluție U U U∙At U∙At


14.6 9.32 8.99 0.455 455.02 0.64 637.23

Fig. 4.5.5. Variație U, f și DTML generator 2 și 3

410

420

430

440

450

460

470

480

0

5

10

15

20

1 2 3 4 5 6 7 8

U [W/m

2K]

MăsurăriDTML f


40

Chiar dacă structura generatorului e diferită de cea a absorbitorului variația lui U odată cu factorul de circulație este la fel. Odată cu scăderea valorii factorului de circulație și valoarea lui U scade. S-a mai încercat o variantă asemănătoare a generatorului, dar care avea grosimea semicasetei mai mică implicit presiunea de lucru fiind prea mică pentru o funcționare la temperaturi ridicate ale soluției și implicit a agentului de antrenare, astfel s-a renunțat la utilizarea acestuia pentru a se evita deteriorarea lui.

Vaporizatorul are construcția asemănătoare generatorului, SCP, având suprafața supradimensionată deoarece în primă fază diferența de temperatură a agentului răcit era foarte mică.

Calculele urmează aceleași etape ca și la generator.

Fig. 4.5.6. Detalii vaporizator

NH3 absoarbe un flux termic:

Φ ⋅ unde iar / .

Apa rece cedează un flux termic: Φ ă ă ∙ ă ∙ ∆ ă unde ∆ ă ă , ă ,



Date de intrare pentru agentul răcit, apa rece:

Apă rece θi= θ15 θo= θ16 V Qmapa cp


valoare 12.2»17.5 8»12.9 0.9 999.7 0.250 4.194

Date de intrare pentru NH3:

NH3 θL= θ5 θV= θ6 h5 h6

f cp

unit. mas.

ºC ºC kJ/kg kJ/kg - kJ/kg K


41

valoare 5»8.74 6»9.6 134.5»136 1176»1389 3.86»2.95 4.64

Rezultă caracteristicile vaporizatorului 2:

L 310 mm

l 125 mm

h 97 mm







Tml v, apă v, soluție U U U∙At U∙At


4.77 4.79 4.85 0.723 723.86 1.01 1013.71

Fig. 4.5.7 Variație U, f și DTML vaporizator 2

Datorită faptului că funcționarea vaporizatorului nu a fost constantă iar temperaturile apei răcite au variat mult față de regimul nominal s-a mărit suprafața acestuia. Rezultatele obținute sunt satisfăcătoare cu observația că puterea proiectată a fost depășită. Chiar dacă pe partea de soluție puterea este apropiată de cea proiectată, apa răcită are o diferență de temperatură mărită. Diferența medie de putere dintre valoare rezultată pentru agentul răcit față de puterea generată de agentul frigorific este de circa 4.5%.

Date de intrare pentru agentul răcit, apa rece:

0

200

400

600

800

1000

0

1

2

3

4

5

6

1 2 3 4 5 6 7 8

W/m

2 K

Măsurărif DTML U2


42

Apă rece θi= θ15 θo= θ16 V Qmapa cp


valoare 7.5»12.3 12.5»17.25 0.9 999.7 0.250 4.194



f cp

unit. mas.


valoare 3.9»7.7 5.8»9.3 134.5»137.2 1175»1322 3.8»2.9 4.64


Tml v, apă v, soluție U U U∙At U∙At


4.97 5.29 5.05 0.373 373.89 1.08 1075.01

Cu caracteristicile vaporizatorului 3:

L 310 mm

l 125 mm

h 185 mm






Chiar dacă suprafața vaporizatorului a fost supradimensionată, valorile obținute nu au fost pe măsura așteptărilor. Valorea suprafeței raportată la puterea vaporizatorului a suferit o îmbunătățire de doar 6%. Rezulatul nu justifică supradimensionarea echipamentului ceea ce ne face să revenim la suprafața inițială.


43

Fig. 4.5.8 Variație U, f și DTML vaporizator 3

4.6 Răcirea cu aer a condensatorului cu minicanale

Condensatoarele pentru instalațiile frigorifice sunt schimbătoare de căldură ce permit cedarea

unui mediu de răcire a cantității de căldură absorbite într-un ciclu frigorific. Acestea sunt aparate de transfer de căldură prin suprafețe răcite cu apă, cu aer sau mixt (apa de răcire și aer). În general în condensatorul frigorific au loc următoarele procese: răcirea până la saturație a vaporilor supraîncălziți de agent frigorific (de supraîncălzirea), condensarea propriu-zisa, iar în final, eventual, subrăcirea condensatului. Pentru ca transferul de căldură să fie posibil trebuie ca temperatura de saturație corespunzătoare presiunii din aparat să fie mai mare decât temperatura agentului de răcire (apa de răcire sau aer ). Alegerea tipului de condensator frigorific se face în principal în funcție de următoarele elemente:

o caracteristicile tehnice ale aparatului (coeficientul global de transfer de căldură, pierderile de presiune, compactitate, etc);

o schema și tipul ciclului în care urmează a fi utilizat; o presiunea și temperatura celor doi agenți la intrare și/sau ieșire; o tipul fluidelor utilizate; o caracteristicile termomecanice (rezistenta la vibrații, la coroziune, etanșeitate,

posibilitățile de curățare, etc); o puterea și performantele termice, corelate cu prețul.

Alegerea tipului de condensator este legată și de dimensiunea instalației frigorifice [3]. Astfel, aparatele multitubulare sunt practicate numai de la puteri peste 10 kW, iar cele atmosferice sau cu evaporare forțată la puteri de peste 20 kW și numai la instalațiile cu amoniac. La puteri mici, sub circa 4,5 kW, cum ar fi instalațiile comerciale (magazine, restaurante) și cele de climatizare, este aproape întotdeauna folosită răcirea condensatoarelor cu aer. Astfel s-a ales un condensator răcit cu aer, cu o singură trecere, având minicanale cu Dh = 1.5 mm, prezentat în figura 4.6.1.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

0

1

2

3

4

5

6

1 2 3 4 5 6 7 8

W/m

2K

Măsurărif DTML


44

Fig. 4.6.1 Detalii condensator

Intrarea vaporilor se face prin partea superioară, vertical, prin intermediul unui distribuitor, evacuarea fiind în lateral la partea inferioară prin intermediul unui colector. Caracteristicile dimensionale sunt prezentate tabelar mai jos.


Dimensiuni(Lxlxh) 400x500x43 mm






Dimensiunea exterioară a condensatorului pentru prototipul 2 este de LxlxH=400x500x43 mm rezultând o suprafață totală calculată de 3,43m2. Pentru o evaluare a transferului de căldură folosim ecuațiile de mai jos.

NH3 cedează un flux termic:

Φ ⋅ unde iar / .

Aerul rece absoarbe un flux termic: Φ ∙ ∙ ∆ unde ∆ , ,




45




valoare 24.6»32.6 28.5»36.8 3918 1.175 1.278 1.005



f cp

unit. mas.


valoare 79.95»81.15 37.45»43.45 1441»1429 134.5»171.2 2.86»5.77 4.35


Tml c, aer c, soluție U U U∙At U∙At


25.77 5.08 6.31 0.057 57.73 0.20 200.55

Valorile obținute sunt foarte mici în raport cu ceea ce se dorește. O răcire ineficientă face ca puterea vaporizatorului implicit a COP-ului să fie micșorată. Bineînțeles răcirea precară limitează intervalul de funcționare al mașinii frigorifice la temperaturi scăzute ale mediului ambiant.

Fig. 4.6.2 Variație U, f și DTML condensator 2

De la aceste valori s-a pornit pentru o redimensionare a condensatorului, o extindere a suprafeței de transfer de căldură pentru a obține o răcire eficientă la temperaturi ridicate ale mediului înconjurător dar cu o temperatură a agentului de antrenare constantă. Racordurile condensatorului au fost mutate pe o laterală și, realizând câte o șicană pe distribuitor și colector, s-au obținut două treceri a agentului. Dimensiunile condensatorului instalat pe mașina frigorifică prototip 3 sunt prezentate tabelar mai jos:

0.0

10.0

20.0

30.0

40.0

50.0

60.0

70.0

0.00

5.00

10.00

15.00

20.00

25.00

30.00

1 2 3 4 5 6 7 8

U [W/m

2K]

MăsurăriDTml f U


46


Dimensiuni(Lxlxh) 400x500x43 mm






Rezultă o suprafață totală calculată de 5,28m2. Date de intrare pentru agentul de răcire, aerul:



valoare 29.3»39.2 31»40.9 11136 1.175 3.633 1.005



f cp

unit. mas.


valoare 79.95»81.15 34.85»44.45 1441»1429 144.3»175.1 2.9»5.8 4.35


Tml c, aer c, soluție U U U∙At U∙At


18.7 6.05 6.27 0.061 61.39 0.32 324.07

Rezultă astfel o îmbunătățire a coeficientului transferului de căldură cu aproximativ 6% și o eficiență crescută cu circa 18%.

Fig. 4.6.3 Variație U, f și DTML condensator 3

50.0

55.0

60.0

65.0

70.0

0.00

5.00

10.00

15.00

20.00

25.00

1 2 3 4 5 6 7 8

U [W/m

2K]

MăsurăriDTml f


47

Puterile finale ale componentelor mașinii frigorifice prototip 3 sunt mai mari decât cele simulate și decât cele ale prototipului 2, după cum reiese și din figura 4.6.4, pentru echipamentele modificate. Diferențele sunt de la 8% pentru absorbitor până la 18% pentru condensator. Coeficientul de performanță pentru prototipul 3 a crescut cu 10% dar există totuși o diferență de 5% față de cel calculat.

Fig. 4.6.4 Puterile componentelor calculate(simulate) și măsurate pentru cele două prototipuri

Putem spune că în general o mărire a suprafețelor de schimb de căldură a îmbunătățit eficiența mașinii frigorifice studiate, excepție făcând vaporizatorul a cărui suprafață nu e justificată, puterea obținută fiind aproximativ la fel. De asemenea o mărire a suprafeței condensatorului ne apropie mai mult de obiectivul funcționării instalației și pe perioade cu temperaturi ridicate ale mediului de răcire fără modificarea sistemului de alimentare cu agent termic al instalației, cu temperaturi mult superioare.

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

10000

Absorbitor Condensator Generator Vaporizator

[W]Prototip 3 masurari Prototip 2 masurari SIMULAT

Capitolul 5. CERCETĂRI NUMERICE ȘI EXPERIMENTALE

48

5. Cercetări numerice și experimentale

5.1 Analiza energetică și exergetică

Performanțele termodinamice ale unei instalații frigorifice sunt definite prin evaluarea eficienței frigorifice, care nu permite însă evaluarea cantitativă a pierderilor prin ireversibilitate, definite calitativ de principiul al doilea al termodinamicii. Aprecierea reală a calității termodinamice a ciclului frigorific poate fi corect evaluatănumai prin comparația dintre eficiența instalației și cea a mașinii ideale ce funcționeazădupă ciclul Carnot inversat. Cu toate acestea comparația nu arată și căile de apropiere de eficiența mașinii reversibile ceea ce se poate realiza prin analiza exergetică a sistemelor.

Principiul al doilea al termodinamicii face diferența şi cuantifică procesele care evolueazănumai într-o singură direcție față de cele care sunt reversibile. Principiul al doilea poate fi descris prin mai multe căi. O metodă folosește conceptul de entropie într-un sistem deschis şi de ireversibilitatea asociată cu procesul. Conceptul de ireversibilitate furnizeazăinformații suplimentare asupra operării reale a sistemului. Prin reducerea totală a ireversibilităților dintr-un ciclu se poate realiza o performanță ridicată a acestuia. Ireversibilitățile în sistem apar ca urmare a:

• căderilor de presiune în elementele sistemului;

• pierderilor de căldură între sistem şi mediul înconjurător;

• procesului termodinamic de absorbție și desorbție real care diferă de cel teoretic prin apariţia pierderilor cantitative volumetrice şi energetice şi a faptului că vaporii se abat de la legile gazelor perfecte;

Toate aceste efecte reale determină apariția ireversibilităților în sistem. Din punct de vedere practic fiecare fenomen ireversibil implică o cantitate de energie suplimentară folosită de compresorul termochimic.

Despre diferitele procese care au loc în natura și funcția lor asociată de exergie putem afirma următoarele [62]:

1. pentru starea de referință exergia este 0;

2. funcția exergiei asociată cu energia cinetică (a unui corp în mișcare) este egală chiar cu energia cinetică, nu depinde de presiunea și temperatura mediului;

3. funcția exergiei asociată cu energia potențială este egală chiar cu energia potențială indiferent de presiunea și temperatura mediului;

4. Pentru exergia asociată unei cantității de căldură Q la temperatura T putem scrie:

∙ 5.1.9

5. Pentru exergia asociată debitului masic putem scrie:


49

∙ 5.1.10

h0, s0, T0 reprezintă parametrii sistemului de referință (mediului ambiant) atunci când sistemul termodinamic se află în echilibru cu mediul ambiant, adică atunci când nu funcționează. Convențional

temperatura se alege 298,15K(25C) la o presiune de referință de 101325 Pa (1 atm1bar).

Revenind la ecuația 4.1.8 putem scrie:

∙ 5.1.11

Relația dintre energie, exergie și anergie este prezentată mai jos, despre care se poate spune următoarele:

1. în orice proces suma între exergie și anergie rămâne constantă. 2. în orice proces real exergia scade și anergia crește cu aceeași cantitate ca și producerea de

entropie (ireversibilități). 3. anergia nu poate fi transformată în exergie.

În tabelul 5.1.1 sunt prezentate bilanțurile de energie și exergie pe fiecare componentă a instalației dar și entropia.

Tabel 5.1.1 Bilanțurile de energie și exergie pe fiecare componentă a instalației

Componentă și schemă

Bilanț de energie Bilanț de entropie Bilanț de exergie

Generator

1 ⋅⋅

1 ⋅⋅

Δ

Condensator

Δ

Vaporizator

Δ

Energie = Exergie + Anergie


50

Absorbitor

1 ⋅⋅

⋅1 ⋅

Δ

Economizor soluție

∙ ⋅∙ 1 ⋅

∙ ⋅∙ 1 ⋅

Pompa de soluție

∙ ⋅

∙ ⋅ ∙

∙ ⋅

⋅⋅

Ventil de laminare 1

soluţie

∙ 1 ∙

Ventil de laminare 2

refrigerent

= volum specific (m3/kg), = randament pompă, = eficiență schimbător de soluție

1 2 5.1.18

Generarea de entropie totală a unei instalației frigorifice cu absorbție într-o treapta este dată de schimbătoarele de căldura principale (fierbător, absorbitor, vaporizator și condensator) după cum reiese și din figura 5.1.3, în cazul instalației cu soluție amoniacală important este și economizorul de soluție (suma depășind 90%), celelalte componente din instalație având un efect neglijabil.

În tabelul 5.1.2 sunt prezentate entropiile generate pentru fiecare componentă din instalația cu absorbție calculate cu modelele de calcul prezentate anterior.

Variația temperaturii la fierbător determină modificarea ireversibilităților doar la fierbător, absorbitor, economizor soluție, pompa soluție și ventil soluție restul rămânând constante. O creștere a temperaturii agentului încălzitor pe tur cu 10K determină o creștere a ireversibilităților pe


51

echipament doar cu 3%. Același lucru se poate afirma la vaporizator unde doar la o creștere de 2K a temperaturii de vaporizare determină o creștere a pierderilor exergetice de doar 5%.

Tabel 5.1.2 Entropia fiecărei componente din instalația cu absorbție în soluție amoniacală într-o treaptă (Q0 = 5 kW)

ENTROPIE W/ K

GENERATOR 7.57

ABSORBITOR 6.37

CONDENSATOR 4

VAPORIZATOR 1.23

ECONOMIZOR 0.52

V1 0.09

V2 0.146

POMPA 0.037

Fig. 5.1.3. Reprezentarea grafică a entropiei fiecărui element al instalației frigorifice

Experimentale

Cercetările trebuie îndreptate spre aceste componente astfel să furnizeze cea mai mică generare de entropie. În special trebuie analizat fierbătorul care are un efect important asupra coeficientului de performanță și a generării de entropie din sistem, reprezentând cca 30% din valoarea totală aproape fiind și absorbitorul. Rezultatele obținute reflectă ideea de bază că fierbătorul este cea mai importantă componentă dintr-o instalație cu absorbție. În condiții reale, procesele de lucru din ciclurile frigorifice, sunt însoțite de ireversibilități interne și externe. Entropia generata de către ventilele de laminare, economizorul de amoniac și pompa de soluție poate fi neglijabilă.

Eficiența exergetică (ECOP) definită ca raportul dintre exergia utilă obținută dintr-un sistem și exergia furnizată sistmului. Astfel, eficiența exergetică a chillerului cu absorbție pentru răcire este raportul dintre exergia apei răcite la vaporizator și exergia sursei de căldură de la generatorul și poate fi scrisă ca [10]:

5.1.19

0

1

2

3

4

5

6

7

8

G A C V E V1 V2 P

7.576.37

4

1.230.52 0.09 0.146 0.037

W/k

Echipament

ENTROPIA


52

Din calcule rezultă următoarea dependență între COP și ECOP, conform figurii 5.1.4 şi 5.1.5,

Fig. 5.1.4. Variația COP și a ECOP în raport cu temperatura de la generator

Fig. 5.1.5. Variația COP și a ECOP în raport cu temperatura de la vaporizator

5.2 Prezentarea standului experimental

Scopul cercetării experimentale este validarea obiectivelor de cercetare stabilite, verificarea parametrilor de funcționare a instalației propuse și eficienței acesteia. În figurile 5.2.1-5.2.4 se prezintă prototipurile instalației frigorifice cu absorbție, într-o treaptă în soluție amoniacală, realizate

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

75 80 85 90 95 100 105 110 ˚C

COP ECOP

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

0.45

0.50

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45

0.5

0.55

0.6

0.65

0.7

3 5 7 9 11 13 ˚C

COP ECOP


53

pentru verificarea capacității de răcire a acesteia şi pentru optimizarea funcționării. În figura 5.2.1 este prezentată instalația prototip 1 realizată cu schimbătoare de căldură în plăci și o pompă multietajată. Presiunea maximă de lucru a acesteia era de sub 20bar, insuficientă funcționării corespunzătoare la temperaturi reduse a acesteia. În figura 5.2.2. este prezentat cel de al doilea prototip cu schimbătoare ce pot rezista la presiuni de până la 30 bari, îmbunătățită cu o pompă cu membrană recomandată pentru agentul frigorific NH3 dar și cu ventilatoare cu debitul necesar evacuării căldurii din procesul de absorbție și condensare.

Fig. 5.2.1. Instalația frigorifică cu absorbție în soluție amoniac – apă prototip 1

Fig. 5.2.2. Instalația frigorifică cu absorbție în soluție amoniac – apă prototip 2

În figurile 5.2.3. și 5.2.4. este prezentat cel de al treilea prototip cu schimbătoare ce pot rezista la presiuni de până la 30 bar îmbunătățită prin mărirea schimbătoarelor de căldură cu mini canale şi anume absorbitorul şi condensatorul şi cu ventilatoare noi cu debitul necesar evacuării căldurii din procesul de absorbție şi condensare. Mărirea suprafețelor de schimb de căldură a absorbitorului și condensatorului a fost realizată pentru a coborî cât mai mult temperatura la generator

Pompă

soluție

Absorbitor

Generator

Vaporizator

Condensator

Economizor

Pompă

soluție

Panou

comandă

Înregistrator de date

Absorbitor

Generator

vapori

Economizor 2

Vaporizator

Generator

apă caldă

Economizor 1

Condensator

Rezervor soluție


54

și permite funcționarea la temperaturi exterioare ridicate, având în vedere că răcirea se realizează cu aer.

Fig. 5.2.3 Instalația frigorifică cu absorbție în soluție amoniac – apă prototip 3, vedere frontală

Fig. 5.2.4. Instalația frigorifică cu absorbție în soluție amoniac – apă prototip 3, vedere posterioară

În figura 5.2.5. se prezintă schematic standul experimental al instalației frigorifice cu absorbție într-o treaptă acționată de energie termică cu temperaturi scăzute ce alimentează mai mulți consumatori.

Elementele principale constructive sunt: IFA-instalația frigorifică cu absorbție NH3-H2O prototip, cazanul de apă caldă ce furnizează energie termică instalației și consumatorii de frig reprezentați de 3 ventilo-convectoare. Pentru simularea funcționării și pe perioadele mai reci, pe aspirația ventilo-convectoarelor au fost prevăzute 3 aeroterme electrice ce simulează necesarul de frig.

Pompă

soluție

Panou

comandă Înregistrator de date

Absorbitor

Generator

vapori

Economizor 2

Vaporizator

Economizor 1

Condensator

Vaporizator

Rezervor

soluție Înregistrator de

date

Condensator

Panou de

comandă

Absorbitor

Rezervor

pompa

solutie Economizor 1

Generator

Pompa

soluție


55

Fig. 5.2.5. Standul experimental al instalației frigorifice cu absorbție într-o treaptă.

Cazanul de apă caldă de 180 l, figura 5.2.6., prepară apă caldă cu temperaturi maxime de 110C cu ajutorul a două rezistențe electrice, a câte 15 kW fiecare. Pornirea acestora este comandată individual și manual de la tabloul electric. Acest cazan deservește și un alt stand experimental și anume cel pentru a demonstra posibilitatea de acționare a unei instalații frigorifice cu absorbție, cu apă caldă preparată cu ajutorul unei surse regenerabile de energie, energia solară și de a analiza diferite aspecte funcționale ale instalației respective. Puterea frigorifică a acesteia este de 17 kW astfel că are nevoie de o sursă de energie termică de minim 28 kW. Pentru instalația prototip s-a folosit numai una dintre rezistențe, puterea proiectată a instalației fiind de aproximativ 5 kW. Protecția circuitului de apă caldă se face cu ajutorul unui vas de expansiune de 60l și a unei supape de siguranță 1” tarată la 3bari.

Fig. 5.2.6 Rezistență electrică trifazată 15 kW și cazanul de apă caldă.

Debitul de apă caldă este furnizat cu ajutorul unei pompe centrifuge cu rotor uscat, monoetajate, de joasă presiune, formă constructivă “inline”, WILO IP-E50/115-0,75/2 R1, cu convertizor de frecvență integrat, prezentată în figura 5.2.7 a) și b). Presiune și temperatură maximă

de lucru, 10bar respectiv +120C. Puterea nominală a motorului este de 0,75kW cu un factor de putere de 0,81, având intensitatea nominală cca 3,10 A, 3~400 V, 50 Hz. Într-adevăr pompa are debitul


56

maxim de 32 mc/h dar prin intermediul modulul de reglare electronică debitul pompei a fost setat pe minim obținându-se puterea necesară IFA odată cu scăderea consumului de energie electrică. Debitul exact de apă caldă a fost contorizat cu ajutorul unui apometru multijet pentru apă caldă, cu mecanism uscat clasa b(r80) având debitul nominal de 3,5 mc/h.

Fig. 5.2.7. a) Dimensiuni pompă și b) Pompa WILO IP-E50/115-0,75/2 R1

Debitul de apă de la consumatori este antrenat de către o pompa centrifugală autoamorsantă, figura 5.2.8, având capacitate optimă de aspirație și în prezența bulelor de aer, model DAB, JET 82 M, având caracteristicile tehnice următoare: puterea nominală 0,6 kW; intensitatea nominală 3,8 A,

240V/50Hz; debitul maxim 3,6 mc/h; presiune și temperatură maximă de lucru 6 bar respectiv 35C. De asemenea debitul exact de apă răcită la și de la consumatori a fost contorizat cu ajutorul unui apometru multijet pentru apă rece, cu mecanism uscat clasa b(r80) având debitul nominal de 4,0 mc/h.

Consumatorii sunt 3 ventiloconvectoare cu montaj vertical suspendat susținut de picioare, cu aspirație inferioară și refulare superioară model RHOSS YARDY EV MVP 55 C SX cu puterea nominală de răcire de

5230W(T apa 7/12 C si T aer 27 C). Debit de aer maxim 1077mc/h cu ventilator în 3 trepte.

În cazul experimentului nostru un singur ventiloconvector este suficient dar după

cum am amintit standul poate fi cuplat și la cealaltă instalație experimentală. Pentru a simula diferite capacități ale consumatorului, indiferent de condițiile de mediu, după cum se observă in figura 5.2.9., pe aspirația inferioară a ventiloconvectoarelor s-au prevăzut aeroterme electrice în două trepte model MASTER B9EPB de 4,5/9kW echipat cu

ventilator de 800mc/h și termostat 5C ÷ 35C. Pe

Fig. 5.2.8. Pompa DAB JET82M

Fig. 5.2.9. Ansamblu

ventiloconvector - aerotermă, consumator.


57

circuitul de apă răcită a fost prevăzut și un vas de acumulare de circa 250 litri, adică o capacitate de

stocare maximă de 5225W pentru o diferența de temperatură de 5C.

Constructiv, echipamentele componente ale instalației frigorifice experimentale sunt sunt :

‐ Generatorul de vapori G, vaporizatorul V, economizorul E1, E2 ce sunt construite din schimbătoare de căldură cu placi cu înălțimea canalelor de 2,5 mm.

‐ Absorbitorul A și condensatorul C sunt schimbătoare de căldură cu minicanale și aripioare cu înălțimea canalelor de 1,5 mm.

‐ Separatorul de lichid

‐ Pompa de soluție este o pompă Robur cu membrană.

Generatorul împreună cu separatorul de lichid, figura 5.2.10. și 5.2.11., reprezintă de fapt grupul generator-rectificator obișnuit pentru astfel de instalații frigorifice. Generatorul este reprezentat de un schimbător de căldură în plăci, plăcile fiind asamblate prin brazare (sudare) pentru o rezistență mecanică superioară, iar separatorul de lichid este un tub circular, cu talere alternative și ultimele două perforate, în care se realizează separarea soluției sărace de vaporii de amoniac dar și purificarea acestora. Brazarea plăcilor se poate face cu cupru pur pentru agenți frigorifici reprezentați de freoni și cu nichel în cazul amoniacului.

Fig. 5.2.10. Detalii generator


58

Fig. 5.2.11. Detalii de execuție separator de lichid.

Vaporizatorul, figura 5.2.12., este de asemenea un schimbător de căldură cu plăci, având înălțimea canalelor de 2,5mm. Spre deosebire de generator care este supus unor temperaturi ridicate în prezența vaporilor de amoniac, vaporizatorul poate fi executat și din alte aliaje metalice ce nu corodează în urma contactului cu vaporii de amoniac. Acesta este și cazul nostru, generatorul fiind executat din oțel inox (316) iar vaporizatorul din același aliaj ca și materialul folosit pentru absorbitor, condensator dar și economizor, aliaj pe bază de aluminiu, FA-7850/10%EN-AW 4045+1%Zn / H24 si HA-9108/ H112 conform specificațiilor Raal Bistrița. Vaporizatoarele cu plăci sunt alcătuite dintr-un număr par de plăci, încadrate de două plăci de capăt. O placă este construită dintr-o foaie dreptunghiulară de tablă subțire, în care a fost realizată, prin ambutisare, o rețea de canale ondulate. Construcția schimbătorului asigură circulația alternativă şi în contracurent a celor două fluide, pe cele două fețe ale plăcii, astfel încât cele două fețe ale unei plăci sunt parcurse, de-a lungul laturii mai lungi, de fluide diferite.

Volumul interior al vaporizatorului cu plăci fiind redus, acesta devine o soluție constructivă atractivă la utilizarea în instalații frigorifice[101].

Spre deosebire de generator și vaporizator, care sunt schimbătoare cu plăci cu minicanale, absorbitorul și condensatorul sunt schimbătoare de căldură cu aripioare cu minicanale răcite cu aer, figurile 5.2.13 si 5.2.14. Dacă tipul acesta de condensator este deja o piesă utilizată frecvent în domeniul instalațiilor de răcire în industria constructoare de mașini, alimentară, echipamentelor de climatizare industrială și rezidențială, absorbitorul de acest gen este obiectul unui brevet de invenție propus de domnul profesor Florea Chiriac. Soluția săracă de amoniac apă intră în absorbitor prin partea superioară, este răcită parțial pe 1/3 din înălțimea acestuia după care se amestecă cu vaporii de amoniac într-un colector median urmând ca absorbția și evacuarea căldurii rezultate în urma procesului de absorbție să se efectueze în cele 2/3 rămase. La partea inferioară există un alt colector unde se adună soluția bogată.


59

Fig. 5.2.12. Detalii vaporizator

Fig. 5.2.13. Detalii absorbitor


60

Fig. 5.2.14. Detalii condensator

Soluția bogată este pompată cu ajutorul unei pompe cu membrană patentată de către firma Robur în anul 2000 după cum reiese și din figura 5.2.15. a). Funcționarea și rolul acesteia este descrisă astfel: un dispozitiv pentru pomparea soluției absorbante din partea de joasă presiune a unui sistem cu absorbție la partea de înaltă presiune a sistemului fără a se baza pe presiunea din partea de joasă presiune. Dispozitivul include, de preferință, o pompă cu diafragmă/membrană dispusă în calea fluidului absorbant pentru a trage soluția absorbantă de pe partea de joasă presiune și pentru a împinge soluție absorbantă în partea de înaltă presiune. Diafragma pompei cu membrană este antrenată de o pompă hidraulică cu piston care împinge și trage ulei în și din pompa cu membrană. Pompa hidraulică are de preferință suficientă putere pentru a trage soluție absorbantă de pe partea de joasă presiune a sistemului fără a se baza deloc pe presiune din partea de joasă presiune. Supapele de sens sunt utilizate pentru a permite curgerea într-o singură direcție a fluxului de soluție absorbantă de pe partea de joasă presiune la partea de înaltă presiune a sistemului.[99]

Fig. 5.2.15 a) Detalii tehnice pompă.


61

Fig. 5.2.15. b) Ansamblu pompă cu membrană si piston hidraulic

Vehicularea debitului de aer necesar evacuării căldurii din absorbitor și condensator se face cu ajutorul a două ventilatoare model Vortice MP404T, figura 4.2.12, cu 4 poli, 1400 rpm și un debit maxim de 4350 m3/h și o presiune maximă de 177 Pa având un consum electric de 420W, 1,14-0,66A, 240V/50Hz.

Fig. 5.2.16. Cădere de presiune și montaj ventilator

5.3 Măsurarea și achiziționarea datelor experimentale

Pentru efectuarea măsurătorilor pe standul experimental au fost montați traductori de temperatură, manometre, debitmetre și aparate de achiziție pentru înregistrarea parametrilor, după cum se observă în figura 5.3.1.


62

Fig. 5.3.1. Stand experimental echipat cu traductori și sistem de achiziție

Pentru achiziția temperaturilor din toate zonele modelului s-a utilizat un înregistrator numeric multicanal, figura 5.3.2, cu 24 de intrări. Acest înregistrator dispune de comunicație serială, ethernet și înregistrare offline.

Fig. 5.3.2. Înregistrator numeric multicanal, pentru măsurarea temperaturilor,

convertorul RS485/RS422-RS232

Printre caracteristicile principale ale acestor aparate se numără: 24 de canale separate galvanic, afișare locală, ModBUS TCP/IP, MODBUS, intrări tip termocuplu, termorezistență, semnal unificat, ieșire serială, releu, ethernet, afișare la distanță a valorilor măsurate, contorizare a semnalului unificat și memorarea istoricului valorilor măsurate. Aparatul de achiziție de date a fost amplasat conform figurii 5.3.1, pe cadrul IFA într-un cofret din oțel, IP66, pentru a permite conectarea directă și cu ușurință a traductorilor de temperatură în acesta. Comunicarea între aparat și PC se realizează utilizând un convertor de semnal RS485/RS422-RS232 și un cablu serial RS232 cu 9 pini.

Achiziția datelor de la traductorii de temperatură a presupus utilizarea unui soft aferent echipamentului de măsurare și monitorizare, care oferă posibilitatea vizualizării valorilor instantanee, realizarea și vizualizarea graficelor de stare curentă, realizarea și vizualizarea de grafice pe bază de date și realizarea de rapoarte pentru prelucrarea datelor în alte softuri post-procesoare. Caracteristicile tehnice ale aparatului sunt surprinse în tabelul 5.3.1..


63

Tabel 5.3.1. Caracteristicile tehnice ale înregistratoarelor numerice ISU-MMC-24C [89]

ISU-MMC-24C - ÎNREGISTRATOR NUMERIC MULTICANAL

Alimentare 85-240V; 24V; c.c. sau c.a. 50/60Hz

Intrare Semnal unificat - maxim 24 canale Termocupluri - maxim 24 canale J, K, B, S,T Termorezistență în 3 fire - maxim 16 canale separate galvanic, 11

curbe Termorezistență în 2 fire - maxim 24 canale separate galvanic, 11

curbe Termorezistență în 3 fire - al treilea fir comun, maxim 24 canale, 11

curbe Funcții suplimentare Ceas de timp real, alte funcții (opțional)

Contorizare pentru intrare semnal curent unificat Ieșire 4 relee de alarmă / avarie cu contact comutator 8A/240Vca rezistiv

1 releu eroare traductor, cu contact normal deschis 8A/240Vca rezistiv Serială RS422 Modbus Slave (comunicație PC), RS422 Modbus

Master (auxiliar) Ethernet TCP/IP MODBUS Slave (comunicație PC), RS422 MODBUS

Master (auxiliar) Seriala RS485 MODBUS Slave (comunicație PC), RS422 MODBUS

Master (auxiliar)

Afișare Afișaj alfanumeric LCD cu 2 rânduri de 16 caractere, cu înălțimea de 8mm, cu iluminare

Semnalizări Relee depășire, alarmă, defect traductor

Programare Sistem cu 4 taste

Domeniul de măsură Programabil

Precizie Mai bună de ± 0,1% din intervalul de măsură ±1 digit pentru semnal unificat

Mai bună de ±0,2°C ± 1 digit pt. TTR 0,2% ±0,5°C pentru J, K 0,2% ±1°C pentru S 0,2% ±2°C pentru B

Temperatură de funcționare

-10oC ÷ 55 oC

Temperatura de stocare și transport

-40oC ÷ 70 oC

Grad de protecție IP40 carcasa

Încasetare Carcasă ABS: 144x72x160 mm

Decupare în panou 136x66 mm

Achiziția și stocarea automată a datelor măsurate de aparatele ISU-MMC-24C a presupus programarea softului aferent, monitorizare, pentru o identificarea ușoară și simplă a traductorilor instalați. În figura 5.3.3, prezentată în continuare sunt surprinse 4 capturi de ecran, cu 4 din meniurile principale din softul aferent sistemului de achiziție al temperaturilor prin intermediul termorezistențelor Pt 100.


64

Fig. 5.3.3. Capturi de ecran din softul ”Monitorizare”, aferent sistemului de achiziție al temperaturilor cu TTR tip Pt100

Traductorii de temperatură sunt termorezistențe clasa A (termometru tehnic cu rezistență electrică), element sensibil Pt 100 simplu, teaca de protecție Ø5,8mm, material teacă din oțel inox, domeniul de temperatură -50…+250C cu dispozitiv de fixare niplu M18x1,5, lungime de imersie 100mm, execuție normală și protecție climatică N, acuratețe ±(0.15 °C + 0.05% din valoarea măsurată) (0 ... +100 °C).

Principiul de funcționare al termorezistențelor se bazează pe modificarea rezistivității unor materiale metalice în funcție de variația temperaturii mediului în care se află. Termorezistențele sunt traductoare de tip parametric. Sunt fabricate din metale pure (platină, nichel, cupru) și ca urmare variația rezistenței lor cu temperatura este aproape liniară, figura 5.3.4 a) și b).

Fig. 5.3.4. .a) Traductoare de temperatură, termorezistențe Pt100 și b) dependendența rezistivității față de

temperatură.


65

Montajul traductoarelor s-a făcut prin imersie în teuri sau coturi prevăzute special pentru a avea o cât mai bună precizie sau libere cât mai aproape de echipamente pentru măsurarea temperaturilor aerului, după cum se observă în figurile 5.3.5 a) și b).

Fig. 5.3.5. a) Traductor de temperatură montat la intrarea în vaporizator și b) traductor montat liber

Pentru o identificare ușoară a traductorilor în softul de achiziție s-a realizat o codare pentru fiecare traductor instalat, iar codurile și descrierile acestora au fost sintetizate în tabelul 5.3.2.

Tabel 5.3.2. Codurile și descrierile acestora

Nr. crt. ABREVIERE DESCRIERE

01 Ieșire AC din G Temperatura apei calde la ieșirea din generator

02 Intrare AC in G Temperatura apei calde la intrarea în generator

03 Intrare SB in G Temperatura soluției bogate la intrarea în generator

04 Ieșire sol din G Temperatura soluției la ieșirea din generator

05 Intrare AR in V Temperatura apei răcite la intrarea în vaporizator

06 Ieșire AR din V Temperatura apei răcite la ieșirea din vaporizator

07 Intrare L in V Temperatura NH3 la intrarea în vaporizator

08 Intrare C Temperatura NH3 la intrarea în condensator

09 Ieșire vap din V Temperatura NH3 la ieșirea din vaporizator

10 Ieșire C Temperatura NH3 la ieșirea din condensator

11 SS din SL către E Temperatura soluției sărace la ieșirea din separatorul de lichid către economizor

12 SS ieșire din E Temperatura soluției sărace la ieșirea din economizor către absorbitor


66

13 Intrare vap în A Temperatura NH3 la intrarea în absorbitor

14 Ieșire SB din P Temperatura soluției bogate la ieșirea din pompă către economizor

15 Ieșire SB din A Temperatura soluției bogate la ieșirea din absorbitor către pompă

16 SB ieșire din E Temperatura soluției bogate la ieșirea din economizor către generator

Instrument multifuncțional pentru măsurarea vitezelor și debitelor de aer

Pentru determinarea vitezelor și a debitelor de aer vehiculate prin condensator și absorbitor a fost utilizat un instrument multifuncțional, KIMO VT 300 [39], figura 5.3.6 . Acest aparat este un instrument de măsură portabil, la care se pot conecta simultan sau independent mai multe sonde. Kitul utilizat la măsurarea vitezelor și debitelor pentru modelul experimental dispune de:

termo-anemometru cu elice Ø70, pentru viteze de la 0,3 la 35 m/s;

termo-anemometru cu fir cald, pentru viteze de la 0 la 3 m/s și de la 3,1 la 30 m/s, debite de la 0 la 65000 m3/h și temperaturi de la -20 la +80 oC;

termohigrometru pentru măsurarea temperaturii ambientale de la -20 la +80 oC, umidității relative în intervalul 3 ÷ 98% și pentru determinarea punctului de rouă în intervalul -20 la +80 oC;

sondă de temperatură PT 100, ce poate măsura temperaturi în intervalul -100 ÷ +400 oC;

Fig. 5.3.6. Instrument multifuncțional pentru determinarea vitezelor și debitelor

Aparatul KIMO VT 300 dispune de buton MIN/MAX, buton de blocare a măsurătorii curente prin apăsarea tastei HOLD, buton RECORDING pentru memorarea datelor și buton PRINT pentru imprimarea măsurătorilor pe o imprimantă compatibilă.

Aparatul dispune de 4 intrări T1, T2, C1 și C2. Intrările T1 și T2 sunt pentru termocuple de tip K, la intrarea C1 se pot conecta termo-anemometrul cu elice, termo-anemometrul cu fir cald,


67

higrometru și sonde de temperatură PT100, iar la intrarea C2 se pot conecta doar sonde de temperatură PT100.

Instrumente de măsurarea a presiunii

Pentru măsurarea presiunilor s-au folosit monometre mecanice, normale, cu tub și arc-formic flexibil de tip Bourdon de la producătorul WIKA, conform figurii 5.3.7 a) și b). Este un manometru cu măsurare directă, fiecare măsurare mecanică de presiune produce în respectivul dispozitiv o deformare proporțională cu valoare presiunii. Clasa de acuratețe este 1.6 iar când temperatura sistemului deviază de la temperatura de referință (+20 °C) avem o eroare de max. ±0.4 %/10 K din scara întreagă de măsură.

Fig.. 5.3.7. Instrument pentru determinarea presiunilor, presiune înaltă a) și presiune joasă b)

5.4 Determinarea experimentală a performanțelor

Înainte de punerea în funcțiune a standului experimental s-au parcurs următoarele etape:

Instalația a fost vacuumată;

S-au calibrat manometrele de înaltă și de joasă presiune;

S-a verificat etanșeitatea sistemului frigorific;

Umplerea cu agent frigorific s-a efectuat controlat;

S-a reverificat etanșeitatea sistemului;

Pentru monitorizarea temperaturilor în diferitele etape ale procesului termodinamic au fost amplasate termorezistențele de contact pe circuitele sistemului.

Determinarea valorilor presiunii în sistem pentru zonele caracteristice s-a realizat cu ajutorul manometrelor. Acestea au fost montate după cum urmează:

M1 – manometru de înaltă presiune montat pe refularea SL către condensator;

M2 – manometru de înaltă presiune montat la intrarea în generator;

M3 – manometru de înaltă presiune montat la ieșirea din economizor către vaporizator;

M4 – manometru de înaltă presiune montat la ieșirea din pompă;


68

M5 – manometru de joasă presiune montat la ieșirea din vaporizator;

M6 – manometru de joasă presiune montat la intrarea în vaporizator;

M7 – manometru de joasă presiune montat la ieșirea din absorbitor, aspirație pompă;

Coeficientul de performanță al ciclului Carnot teoretic de referință este exprimat de

următoarea relație:

∙ 5.1.1

unde Ta, T0 și Tg sunt temperaturile presupuse constante la absorbitor, vaporizator și respectiv generator. Se presupune că temperatura de la absorbitor și condensator este egală cu temperatura mediului de răcire Ta=Tc=Tmediu. Keizer [57], în teza sa de doctorat din 1982 prezintă dependența ciclului real dar și a celui ideal față de cele trei temperaturi principale ce pot afecta valoarea acestora.

Dual Carnot

˜ Real

COP1.5

1.0

0.5

070 80 90 100 110 120 130

Tg (°C)

Dual Carnot

˜ Real

COP1.5

1.0

0.5

0-25 -20 -15 -10 -5 0

T0 (°C)

Fig. 5.1.1 Dependența COP real și ideal față de temperatura de la generator, stânga și temperatura de la vaporizator, dreapta[57]

D ual Carnot

˜ Real

1.5

1.0

0.5

020 25 30 35 40 45

T C,A (°C)

CO P

2.0

Fig. 5.1.2 Dependența COP real și ideal față de temperatura la condensator și absorbitor[57]

Cu ajutorul programului EES s-au efectuat diverse simulări privind regimul de funcționare al

mașinii frigorifice. Acestea sunt efectuate pentru a compara rezultatele reale cu ce cele calculate pentru o optimizare eficientă a instalației. Rezultatele simulărilor sunt prezentate în figurile 5.4.1, 5.4.2, 5.4.3.


69

În figura 5.4.1 este prezentată variația COP-ului în raport cu temperatura agentului de răcire, în cazul nostru aerul. Cu cât temperatura aerului exterior crește răcirea vaporilor de NH3 nu se mai efectuează la fel de bine, implicit puterea vaporizatorului scade cât și a COP-ului. Din figura 5.4.2 se observă că se atinge un maxim al coeficientului de performanță la temperatura de alimentare fierbător de 100°C, după care valoarea rămâne constantă un interval după care descrește ușor.

Fig. 5.4.1. Variația COP în raport cu temperatura de răcire(absorbitor-condensator)

Fig. 5.4.2. Variația COP în raport cu temperatura de la generator pentru diverse temperaturi de răcire la absorbitor și condensator

Dar creșterea temperaturii generatorului odată cu creșterea temperaturii exterioare, temperatura agentului de răcire, nu contracarează în totalitate scăderea coeficientului de performanță. După cum se observă și în figura 5.4.3, și puterea condensatorului trebuie crescută pentru a efectua o răcire eficientă. Acest lucru se poate realiza prin mărirea suprafeței de schimb de căldură dar și a debitului de aer, debitul de agent de răcire.

0.53

0.54

0.55

0.56

0.57

0.58

0.59

0.6

0.61

0.62

20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42

kW

˚C

COP

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

60 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 115 120 125 130 135

COP

˚C

Ta=30˚C Ta=35˚C Ta=37.5˚C Ta=40˚C


70

Fig. 5.4.3. Variația COP, Qc și Qgen versus temperaturi diferite la generator

Dacă se menține constantă puterea termică a vaporizatorului, Q0, coeficientul de performanță al instalației în soluție amoniacală crește odată cu creșterea temperaturii agentului încălzitor la fierbător, figura 5.4.4. Acest lucru se datorează cantității de NH3 pure ce crește odată cu creșterea temperaturii de evaporare.

Fig. 5.4.4. Variația COP calculat si COP rezultat în urma măsurătorilor

Comparativ cu valorile măsurate pe prototipul 2 cele măsurate pe prototipul 3 sunt mult mai aproape de cele calculate. Diferența față de cele calculate este de aproximativ 7% iar de cele ale prototipului 2 de aproximativ 9 %.

Dacă facem o comparație a performantelor sistemului în funcție de temperatura apei răcite la vaporizator, figura 5.4.5, în același timp verificând și puterea generatorului, rezultă un optim la temperaturi ale apei răcite ridicate (peste 9°C) unde COP este în jur de 0,58.

0.52

0.53

0.54

0.55

0.56

0.57

0.58

0.59

0.60

5

5.5

6

6.5

7

7.5

8

8.5

9

9.5

10

80 90 100 110 120 130

COPkW

˚C

Qv=5kW, Tc=35˚C, Tv=4˚C

Qcond Qgen COP

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

70 75 80 85 90 95 100 105 110

COP Calculat COP M 2 COP M 3


71

Fig. 5.4.5. Variația COP și Qgen versus temperaturi diferite la vaporizator

În figura 5.4.6 sunt prezentate variațiile puterilor generatorului și vaporizatorului funcție de temperatura de răcire la condensator. După cum se observă temperatura ambientului are o influență destul de mare asupra COP-ului, el scăzând odată cu creșterea temperaturii exterioare. Aceasta creștere a temperaturii exterioare favorizează și creșterea presiunii de condensare.

Fig. 5.4.6. Variația COP ,Qgen si Qvap versus temperaturi diferite de răcire la condensator

Figura 5.4.7 prezintă variațiile tuturor puterilor echipamentelor componente principale pentru o putere constantă a vaporizatorului și o variație a temperaturii pe generator. Se observă clar că o micșorare a factorului de circulație, urmare a creșterii cantității de agent frigorific pur, duce la o creștere a COP-ului.

0.53

0.54

0.55

0.56

0.57

0.58

0.59

0.6

0.61

0.62

0.63

3

3.5

4

4.5

5

5.5

6

6.5

7

7.5

8

8.5

9

3 5 7 9 11 13

COPkW

Tv [ºC]

Qg Qv COP

0.54

0.55

0.56

0.57

0.58

0.59

0.6

0.61

0.62

4.5

5

5.5

6

6.5

7

7.5

8

8.5

9

22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42

kW

˚C

Qv Qg COP


72

Fig. 5.4.7. Variația f, Qabs, Qcond, Qgen si COP la o putere constantă a vaporizatorului la temperaturi diferite de la generator.

În figura 5.4.8 sunt prezentate temperaturile înregistrate într-un interval de două ore. După

cum se observă temperatura aerului ce a răcit absorbitorul variază în jur valorii de 22- 32C, odată cu variația temperaturii mediului ambiant.

La generator temperatura apei calde variază în jurul valorii de 95C, temperatura maximă atingând valoare de 98ºC. Temperaturile agentului frigorific cresc în prima parte a înregistrărilor odată cu creșterea temperaturii de la generator datorită faptului că nu sunt vaporii puri, urmând apoi să scadă și să se mențină în jurul valorii de 12C, apropiată de cea calculată, atâta timp cât și valorile temperaturilor de ieșire de la generator și absorbitor sunt aproximativ constante.

Fig. 5.4.8. Temperaturi măsurate la generator, vaporizator și a soluției bogate la plecarea din absorbitor.(i=intrare, o=ieșire)

0.520

0.530

0.540

0.550

0.560

0.570

0.580

0.590

0.600

0

2

4

6

8

10

12

80 85 90 95 100 105 110 115 120 125

COPkW,f

˚C

Qv=5kW, Tc=35˚C, Tv=4˚C

f Qabs Qcond Qgen COP

1.00

11.00

21.00

31.00

41.00

51.00

61.00

71.00

81.00

91.00

101.00

114

27

40

53

66

79

92

105

118

131

144

157

170

183

196

209

222

235

248

261

274

287

300

313

326

339

352

365

378

391

404

417

430

443

456

469

482

495

508

ºC

Pași înregistrare

Tac i Tac o

NH3 i NH3 o

T Absorber o


73

Se face o raportare a COP-ului la temperaturile de la generator și vaporizator măsurate în

figura 5.4.9. Se observă o variație a COP-ului destul de frecventă, datorată cererii consumatorului. Aceste variații se datorează pornirii alternative a aerotermelor de pe consumatori în prima sau a doua treaptă pentru se simula o funcționare reală cu mai mulți consumatori cu cereri diferite în același interval de timp.

Fig. 5.4.9. Temperaturi măsurate la intrarea în generator și vaporizator dar și COP calculat

În urma măsurătorilor s-au calculat puterile pe vaporizator şi absorbitor la anumite temperaturi de funcționare. Evoluția puterilor este reprezentată în figurile 5.4.10. şi 5.4.11. în raport cu temperatura apei calde de la generator și a aerului de răcire a absorbitorului și condensatorului. Valorile raportate la cele calculate, se înscriu pe curbe asemănătoare, puterea vaporizatorului cât și a absorbitorului crește odată cu creșterea temperaturii de antrenare a mașinii frigorifice și odată cu scăderea temperaturi de răcire pentru absorbitor și condensator.

Între valorile simulate(calculate) și cele măsurate există o diferență inițială de până la 18% care se reduce odată cu creșterea temperaturii aerului de răcire până la 8-9%, pentru valorile corelate cu temperatura generatorului, diferențele fiind și mai mici în cazul valorilor corelate cu temperaturile de la vaporizator. Au fost alese situațiile cele mai favorabile din timpul funcționării mașinii frigorifice. Variația se datorează și faptului ca reglajele pe partea de agent frigorific și pentru soluția săracă s-au făcut manual, urmărind presiunile și temperaturile din instalație. În anexa IV sunt prezentate atât valori ale măsurătorilor efectuate în regim constant de funcționare cât și un grafic cu funcționarea variabilă.

0.05

0.15

0.25

0.35

0.45

0.55

0.65

0.75

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

120.00

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

COP

ºC

Pași înregistrare

Intrare AC in Gcorectat

Intrare AR in V

COP Power (COP)


74

Fig. 5.4.10 COP în funcție de temperatura de la generator și temperaturile de la absorbitor și condensator

Fig. 5.4.11 Puterea vaporizatorului în funcție de temperatura de la generator și temperaturile de la absorbitor și condensator

Figura 5.4.12 arată variația între temperatura de intrare în vaporizator a agentului frigorific lichid, ieșirea vaporilor de agent frigorific din vaporizator, corelate cu temperaturile de intrare a soluției sărace și ieșirii soluției bogate din absorbitor. Temperatura NH3 lichid a coborât până la 2.5C

atunci când temperatura pe absorbitor a scăzut și ea până la 20C. Vaporii de NH3 au avut o diferență de temperatură față de lichidul de intrare de până la 7 grade, datorită suprafeței extinse a vaporizatorului dar și cererii consumatorului. Vaporii intră în absorbitor unde sunt absorbiții cu degajare de căldură ce este îndepărtată cu ajutorul agentului de răcire, aerul în cazul nostru. Presiunea din absorbitor de la sfârșitul ciclului de răcire trebuie să fie egală sau mai mică decât cea de la plecarea din vaporizator.

0.4

0.45

0.5

0.55

0.6

0.65

80 82 85 87 90

COP

TG [ºC]

Sim 30 Mas3 30 Sim 35 Mas3 35 Sim 40 Mas3 40

3.5

4

4.5

5

5.5

80 82 85 87 90

Φ0

TG [ºC]

Sim 30 Mas3 30 Sim 35 Mas3 35 Sim 40 Mas3 40


75

Fig. 5.4.12 Temperaturile de intrare/ieșire NH3 în/din vaporizator în raport cu temperaturile soluției

sărace și bogate de la absorbitor

Figura 5.4.13 prezintă efectul temperaturii maxime a generatorului asupra temperaturii

vaporizatorului. Temperatura minimă a vaporizatorului scade odată cu creșterea temperaturii maxime generatorului, urmare a aceluiași efect de evaporare cantitativă și calitativă a NH3 din generator.

Fig. 5.4.13 Efectul temperaturii maxime a generatorului asupra temperaturii vaporizatorului În figura 5.4.14 valorile COP obținute experimental pentru prototip 2 și 3 sunt comparate cu

COP-ul ciclului Carnot, ce reprezintă coeficientul maxim al instalației conform ecuației 5.1.1. Așa cum s-a precizat și anterior valorile măsurate se înscriu pe curba calculată dar cu diferențe de 9 până la 18%.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

1

14

27

40

53

66

79

92

105

118

131

144

157

170

183

196

209

222

235

248

261

274

C

Pasi masurare

Iesire vap din V Intrare SS in A Iesire SB din A Intrare vap in V

78

80

82

84

86

88

90

92

94

96

3.00 4.00 5.00 6.00 7.00 8.00 9.00

Tg[C]

Tv [C]

Tv vs. Tg


76

Fig. 5.4.14 COP Carnot vs COP instalații prototip

Următoarele concluzii pot fi trase din cercetarea de față:

1. Temperatura maximă a generatorului s-a dovedit a fi de 98°C . 2. COP termic pentru sistemul 3 testat a fost între 0.12 și 0.57, iar pentru sistemul 2 între 0.1 și 0.52 pentru temperatura maximă pe generator și temperaturi ale mediului între 20 și 40°C . 3. Valoarea temperaturii minim la vaporizator în timpul funcționării constante a fost de până la -2.5°C variind mai mult în intervalul 5 - 12°C. 4. Puterea de răcire crește odată cu creșterea temperaturii maxime a generatorului și scade odată cu creșterea temperaturii mediului de răcire. 5. Intervalul de funcționare poate fi mărit atunci când temperatura mediului ambiant depășește

35C prin mărirea suprafeței condensatorului și absorbitorului și a debitului de aer de răcire.

0.20

0.30

0.40

0.50

0.60

0.70

0.80

COP

COP Carnot

Prototip 3

Prototip 2

Simulare

Capitolul 6. CONCLUZII, CONTRIBUTII ORIGINALE SI PERSPECTIVE DE CERCETARE

77

6. CONCLUZII, CONTRIBUȚII ORIGINALE ȘI PERSPECTIVE DE

CERCETARE

6.1. Concluzii finale

Evoluția mașinilor frigorifice folosind ca agent frigorific NH3 pe parcursul a peste un secol

dovedește utilitatea şi pretabilitatea acestora. Odată cu revoluția industrială, mașinile frigorifice cu absorbție au însoțit majoritatea domeniilor industriale, alimentară, chimică, industria ușoară, cu aplicații în medicină dar şi în activitățile conexe cum ar fi climatizarea încăperilor unde se desfășoară aceste procese sau a clădirilor administrative. Odată cu creșterea gradului de confort pentru clădirile rezidențiale a crescut şi cererea pentru climatizarea spațiilor. Climatizare este realizată de cele mai multe ori cu sisteme ce folosesc energie electrică. Creșterea consumului de energie electrică duce implicit la mărirea consumului de combustibili fosili şi implicit a gazelor cu efect de seră: CO2, CH4, N2O de asemenea la încărcarea peste limite a rețelelor de electricitate. De aceea mașinile frigorifice cu absorbție funcționând cu energie termică reziduală, abur, gaze arse sau energie solară reprezintă o alternativă viabilă. Mulți producători s-au orientat către mașinile frigorifice de putere medie şi mică, dar deocamdată prețul acestora este încă ridicat. Toate aceste dezvoltări sunt susținute şi de programele/proiectele internaționale. Printre primele proiecte europene SACE (Solar Air Conditioning in Europe) a fost inițiat în 2002 şi a fost susținut de Comisia Europeană. Au urmat apoi programe ale IEA(International Energy Agency) Task 25, 30, 32, 38, 48 şi ultimul Task 53. De asemenea amintim SOLAIR, SOLERA, SolarCombi+, Medisco, IEA-SHC, Climasol. Toate acestea dovedesc că sistemele de răcire cu ajutorul energiei solare sunt viabile şi că pot oferi aceleași condiții de confort odată cu protejarea mediului.

Dezvoltarea unei mașini frigorifice cu absorbție de puteri mici utilizând energia solară prin intermediul panourilor solare plane, este o alternativă la cele existente, prin îmbunătățirea eficienței energetice folosind schimbătoarelor de căldură compacte, cu minicanale.

Lucrarea prezintă construcția și calcularea unei astfel de mașini frigorifice cu absorbție în soluție amoniacală de putere mică cu schimbătoare de căldură cu minicanale și testarea ei. Se poate concluziona următoarele:

- cercetările teoretice privind principalele tipuri constructive de mașini frigorifice de puteri mici pretabile la folosirea surselor de energii regenerabile;

- analiza sistemelor de răcire cu absorbție și a soluțiilor de alimentare cu energie regenerabilă;

- proiectarea şi realizarea unei instalații frigorrifice experimentale cu schimbătoare cu minicanale;

- simularea funcționării instalației frigorifice în limitele impuse de folosirea energiei regenerabile au fost comparate cu cele experimentale, diferențele fiind de circa 10-15%;


78

- determinarea eficienței mașinii frigorifice cu schimbătoare de căldură cu minicanale;

- validarea rezultatelor cercetării teoretice şi experimentale.

Din cercetările teoretice privind principalele tipuri de mașini frigorifice, în urma analizei comparative dar şi datorită studiilor precedente efectuate în această direcție atât de colectivul laboratorului de Termotehnică de la Facultatea de Ingineria Instalațiilor, UTCB, cât şi a studiilor efectuate de colectivul Departamentului de Instalații din cadrul Facultății de Construcții, Universitatea Transilvania din Brașov, s-a ales mașina frigorifică cu absorbție cu soluție hidroamoniacală având schimbătoare de căldură cu minicanale pentru avantajele prezentate în capitolul doi al tezei dar și în capitolul patru.

Evoluția schimbătoarelor de căldură compacte a fost determinată de necesitatea de a reduce mărimea și greutatea lor iar îmbunătățirea componentelor individuale de performanța generală a sistemului. Aceste nevoi sunt, de asemenea, din ce în ce mai relevante în aplicațiile de refrigerare și de aer condiționat staționare.

Reducerea volumului și amprenta la sol a sistemelor este în primul un obiectiv al arhitecților, în timp ce reducerea de agent de refrigerare și îmbunătățirea performanțelor rămân considerente importante de siguranță și de exploatare ale inginerilor proiectanți. Minicanalele oferă o soluție viabilă pentru a aborda aceste preocupări și se așteaptă să fie utilizate în continuare pe scară largă în sistemele mari precum și cele mici comerciale, industriale, rezidențiale. De asemenea utilizarea schimbătoarelor de căldură cu minicanale pentru de o instalație cu amoniac are efecte şi asupra siguranței în exploatare prin micșorarea cantității de agent frigorific. Reducerea cantității de încărcare și rezultatele excelente ale transferului de căldură raportate la volum, masă și suprafață, sunt demonstrate.

6.2. Contribuții proprii

Cercetări și analize ale sistemelor reprezentative actuale ce utilizează surse de energie regenerabilă, şi anume radiația solară, pentru obținerea frigului artificial;

Bazând-ne pe principiul I si al II-lea al Termodinamicii care ne conduce la un mod de îmbunătățire a sistemelor frigorifice cu absorbție și a componentelor acestora, s-a făcut o analiza energetică și exergetică în capitolul 5 pentru instalația studiată;

S-au pus in evidență factorii de influență cei mai importanți din punct de vedere al calcului eficienței energetice în capitolul 4 și 5;

Elaborarea unui algoritm de calcul pentru evaluarea eficienței energetice și exergetice a instalației frigorifice studiate, dar și implementarea acestuia în programul de calcul EES în capitolul 3;

Comparații și analize între modelul de calcul şi modelul experimental. Validarea programului de calcul experimental se face atât în capitolul 3 cât și 4.

Participarea şi implicarea în procesele de proiectare și execuție a standului experimental dar şi a sistemului de monitorizare şi achiziție de date aferente instalației.

Achiziția, prelucrarea și evaluarea rezultatelor obținute, interpretarea și compararea acestora cu modelul de calcul urmată de modificarea echipamentului experimental.

Modificări ale componentelor mașinii frigorifice pentru extinderea intervalului de funcționare și la temperaturi ridicate ale mediului de răcire.


79

6.3. Perspective de cercetare

Provocările majore cu care se confruntă industria de refrigerare și aer condiționat pot fi rezumate după cum urmează [37]:

- îmbunătățirea COP sistem (coeficientul de performanță) - reducerea sumei totale de agent frigorific din sistem - reducerea amprentei și dimensiunile echipamentului - îndeplinirea acestor provocări într-un mod rentabil

În ceea ce privește propunerile de viitor legate de prototipul actual al mașinii frigorifice, se pot

remarca:

Reordonarea elementelor componente ale instalației pentru a ocupa un spațiu minim ce nu afectează funcționarea. Obținerea unei forme comerciale avantajoase cu un volum cât mai mic.

Reamplasarea condensatorului şi absorbitorului pentru a fi deservite de un singur ventilator, mărind astfel eficiența.

Studiul amplasării ventilatorului de răcire pentru a obține un efect maxim dorit. Acesta se poate amplasa inițial orizontal şi apoi vertical.

Automatizarea funcționării instalației pentru a genera puterea necesară în funcție de cerere. Instalarea unor ventile de laminare cu debit variabil.

Înlocuirea pompei cu membrane actuale cu debit constant sau modificarea acesteia pentru funcționarea cu debit variabil.

Folosirea şi a altor materiale compatibile cu NH3, oțel inox sau aliaje ale aluminului, pentru o eficientizare a costurilor dar şi a rezistenței în funcționarea instalației.

Amplasarea racordurilor pentru soluția săracă, dar şi a vaporilor în absorbitor pentru o îmbunătăţire a absorbţiei şi a cedării de căldură.

Instalarea sau realizarea unor vizori sau indicatori de nivel pentru observarea nivelului de lichid din separatorul de lichid, a stării soluţiei după condensator și vaporizator pentru a garanta (verifica) buna funcţionare şi eficiență a instalaţiei.

6.4. Diseminarea rezultatelor

1. Bolocan, S. et al., Development of a small capacity solar cooling absorption plant,

International Conference on Technologies and Materials for Renewable Energy, Environment

and Sustainability, TMREES15, Liban, 2015

2. Horneț, M., Năstac, D. C., Bolocan, S., Dragomir, G., Iordan, N., Boieriu, L., Valorification

of Renewable Ground Energy in a Building Heating, Sustainable Energy in the Built

Environment - Steps Towards nZEB, Proceedings of the Conference for Sustainable Energy

(CSE), The 4th Edition, November 6-8, Brasov, 2014


80

3. Bolocan, S., Boian, I., Sisteme solare alternative pentru răcirea de confort, Conferința

tehnico-științifică cu participare internațională:“Energie, Eficiență, Ecologie și Educație”,

Chișinău, 2014.

4. Bolocan, S., Boian, I., Chiriac, F., Serban, A., Ciofoaia, V., Eficienţa economică a soluţiilor

sustenabile: ventilaţia naturală şi pompe de căldură cu absorbţie, A 48-a Conferinta de

Instalatii - Instalatii pentru inceputul mileniului III , Sinaia 2013.

5. Bolocan, S., Boian, I., Chiriac, F., Serban, A., Ciofoaia, V., Solar cooling and natural

ventilation investment payback, Proceedings of the International Scientific Conference Civil

Engineering - Building Services CIBv 2013, Bulletin of the Transilvania University of

Brasov, Series I, Engineering Science, Vol. 6 (55) Series I Special Issue / 2013 ISSN2065-

2127

6. Năstac, C. D., Bolocan, S., et. al., Heat Load Calculation by Means of CTF vs. SR 1907,

Advances in environment technologies, agriculture, food and animal science, Proceedings of

the 2nd International Conference on Energy and Environment Technologies and Equipment

(EEETE '13) Proceedings of the 2nd International Conference on Agricultural Science,

Biotechnology, Food and Animal Science (ABIFA '13), 2013

7. Şerban, A., Boian, I., Chiriac, F., Năstase, G., Bolocan, S., Calotă, R., Absorption

refrigeration and heat pump systems using ammonia, 10th IIR Gustav Lorentzen Conference

on Natural Refrigerants, Delft, The Netherlands, 2012.

8. Bolocan, S., Boian, I., Solar Cooling for Energy Saving. Can We Afford not to Use the Heat

of the Sun? - Bulletin Of The Transilvania University Of Brasov , Vol.3 (52)- Series I -

Engineering Sciences, Issn 2065-2119 (Print), Issn 2065-2127 (Cd-Rom), 2010.

9. Fotă, S., Bolocan, S., Influența implementării unei pompe de căldură sol-apă asupra

performanței energetice a unei clădiri de locuit din zona Brasov, Conferința națională de

instalații "Instalații pentru începutul mileniul 3 - Creșterea performantei energetice a clădirilor

si a instalațiilor aferente" Sinaia, 2010.

Proiect de cercetare științifică 2012-2013:

10. Boian, I., Bolocan, S., Dragomir, G., et al., “Testing Laboratory Using Renewable Sources

for Radiant vs. Convective Heating & Cooling”, ASHRAE Senior Undergraduate Project Grant 2012-2013. https://www.ashrae.org/membership--conferences/student-zone/scholarships-and-grants/about-senior‐undergraduate‐project‐grants

Bibliografie

94

BIBLIOGRAFIE

[1] Ayub, Z. H., Industrial Refrigeration and Ammonia Enhanced Heat Transfer, Proc. ASME ZSIS International Thermal Science Seminar II, Slovenia, June, pp. 13–23, 2004.

[3] Badea, A. et al., Echipamente si instalații termice, Editura TEHNICA, București, 2003. [5] Bălan, M., Instalații frigorifice. Teorie si programe pentru instruire, Editura Todesco,

Cluj-Napoca, 2000. [6] Balaras, C. A., Grossman, G., Henning, H. M., Infante Ferreira, C. A., Podesser, E.,

Wang, L. and Wiemken, E., Solar air conditioning in Europe—an overview, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 11, no. 2, pp. 299–314, 2007.

[7] Banks, P.J., Coupled equilibrium heat and single adsorbate transfer in field flow through a porous medium – 1. Characteristics potentials and specific capacity ratios, Chemical Engineering Science 27, 1143–1155, 1972.

[8] Behr, C., Wärme und Stoffübertragung an einem Absorber in Plattenwärmeübertrager-Ausführungeiner Absorptionskältemaschine, Diploma thesis, Fachhochschule München, Munich, 2006.

[9] Bejan, A., Tsatsaronis, G., Moran, M., Thermal Design and Optimization, John Wiley & Sons Inc., New York, 1996.

[11] Boian, I., Chiriac, F., Pompe de căldură, Editura Matrix Rom, București, 2014. [13] Bolocan, S., Boian, I., Chiriac, F., Serban, A., Ciofoaia, V., Solar cooling and natural

ventilation investment payback, International Scientific Conference Civil Engineering - Building Services CIBv 2013.

[15] Bolocan, S., Boian, I., Solar Cooling for Energy Saving. Can We Afford not to Use the Heat of the Sun? - Bulletin Of The Transilvania University Of Brasov , Vol.3 (52)- Series I - Engineering Sciences, Issn 2065-2119 (Print), Issn 2065-2127 (Cd-Rom), 2010.

[16] Bolocan, S., Chiriac, F., Serban, A., Boian, I., Ciofoaia, V., Performance evaluation of a small capacity solar cooling ARS, International Scientific Conference Civil Engineering - Building Services CIBv 2014.

[17] Boopathi Raja, V., Shanmugam, V., A review and new approach to minimize the cost of solar assisted absorption cooling system, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 16, pp. 6725–6731, 2012.

[18] Bourdoukan, P., et al., Experimental investigation of a solar desiccant cooling installation, Solar Energy 83, 2059–2073, 2009.

[19] Bourdoukan, P., Wurtz, E., Joubert, P., Spe´randio, M., Overall cooling efficiency of a solar desiccant plant powered by direct flow vacuum tube collectors: simulation and experimental results, JBPS 1,149–162, 2008b.

[20] Chiriac F., Instalaţii frigorifice, Editura didactică şi pedagogică, București, 1981. [21] Chiriac, F., et al., Heat exchanger with micro-channel for absorption chillers, with

ammonia-water solution, for small cooling power, 4th IIR Conference on Thermophysical Properties and Transfer Processes of Refrigerants, Delft, The Netherlands, 2013.

[22] Czanderna, A.W., Neidlinger, H. H., Polymers as Advanced Materials for Desiccant Applications: 1988, Solar Energy Research Institute, 1990.

Bibliografie

95

[23] David, E., Harvest of the Cold Months: The Social History of Ice and Ices, Faber and Faber Ltd., London, 2012

[24] Dunkle, R.V., A method of solar air conditioning. Mech. Chem. Eng Trans. 1, 73–78, 1965.

[25] Eicker, U., Pietruschka, D., Optimization and Economics of Solar Cooling Systems, Advances in building energy research , Volume 3, Pages 45–82, 2009.

[26] Ersoy, H.K., et al., Performance of a solar ejector cooling-system in the southern region of Turkey, Applied Energy 84, 971–983, 2007.

[27] Estiot, E., Behältersieden von wässriger Lithiumbromidlösung - Untersuchung zur Entwicklung kompakter Absorptionskältemaschinen, PhD Thesis, Technische Universität München, ISBN 978-3-86853-385-9, Verlag Dr. Hut, Munich, 2009.

[28] Estiot, E., et al., Heat Exchanger Development for Compact Water/LiBr Absorption Systems, Proceedings of the 22nd IIR International Congress of Refrigeration, Beijing, 2007.

[29] Ferreira, C.A.I., Thermodynamic and physical property data equations for ammonia–lithium nitrate and ammonia–sodium thiocyanate solutions, Solar Energy; 32(2):231–236, 1984.

[30] Ferreira, C.I., Kim, D.-S., Techno-economic review of solar cooling technologies based on location-specific data, International Journal of Refrigeration, doi: 10.1016/ j.ijrefrig.2013.09.033, 2013.

[31] Flores, V.G.F. et al., Performance Analysis of Different Working Fluids for an Absorption Refrigeration Cycle, American Journal of Environmental Engineering, 4(4A): 1-10, 2014.

[33] García-Hernando, N., et al., Energy Conversion and Management, 52, 1520–1525, 2011.

[34] Gavrilă, M., Tehnica frigului şi echipamente de climatizare, Note de curs, Universitatea Tehnica de Construcții București (UTCB), 2004.

[35] Giovanni A. Longo, Andrea Gasparella, Experimental analysis on desiccant regeneration in a packed column with structured and random packing, Solar Energy 83, 511–521, 2009.

[36] Girip, A., Contribuții la producerea centralizată a frigului pentru climatizarea clădirilor, Teză de doctorat, Universitatea Tehnică de Construcții București, Facultatea de Inginerie a Instalațiilor, 2011.

[37] Grossman, G., Solar-powered systems for cooling, dehumidification and air-conditioning, Solar Energy, 72:53–62, 2002.

[38] Hasenöhrl, E., Development of Plate Heat Exchanger as Main Components of an absorption Chiller, Thesis for the Degree of Master of Science, Technische Universität München, Munich, 2011

[40] Hassan, H. Z., Mohamad, A. A., A review on solar cold production through absorption technology, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 16, pp. 5331–5348, 2012.

[41] Henning et al., Solar cooling and refrigeration with high temperature lifts – thermodynamic background and technical solution, Proc. of 61st National ATI Congress, ATI-IIR International Session “Solar Heating and Cooling”, 14th September, 2006.

Bibliografie

96

[42] Henning, H. M., Solar assisted air conditioning of buildings – an overview, Applied Thermal Engineering 27, 1734–1749, 2007.

[43] Henning, H.-M., Erpenbeck, T., Hingenburg, C., Santamaria, I.S., The potential of solar energy use in desiccant cooling cycles, Int. J. Heat Mass Transfer 24, 220–229, 2001.

[44] Hera, D., Girip, A., Instalații frigorifice Volumul II – Scheme si cicluri frigorifice, Matrix Rom, Bucureşti, 2007.

[45] Herold, K.E., Radermacher, R., Klein, S.A., Absorption Chillers and Heat Pumps, CRC Press, Boca Raton, Florida, 1996.

[46] Holman, J.P. Heat transfer, 6-th edition,Mc Graw-Hill, New York, 1990. [47] Hrnjak, P., Charge Minimization in Ammonia Refrigeration Systems, IIR Conference:

Ammonia Refrigerating Systems, Renewal and Improvement, Ohrid, Macedonia, 2005.

[48] Hrnjak, P., Litch, A.D., Microchannel heat exchangers for charge minimization in air-cooled ammonia condensers and chillers, International Journal of Refrigeration 31, 658 – 668, 2008.

[49] Hulin, S., Wärmeübertragung und Druckverlust eines Plattenwärmetauschers für eine Absorption-skältemaschine Absorptionskältemaschine, Diploma thesis, Technische Universität München, Munich, 2008.

[51] Ibrahim, O.M., Klein, S.A., Thermodynamic Properties of Ammonia-Water Mixtures ASHRAE Transactions: Symposia, 21, 2, 1495, 1993.

[52] Incropera, F. P., DeWitt, D. P., Bergman, T. L., Lavine, A. S., Fundamentals of heat and mass transfer, pg. 675-678, Six edition, University of California, Los Angeles: John Wiley & Sons. Inc, 2005.

[53] JRAIA News, The Japan Refrigeration and Air Conditioning Industry Association, Vol. 14-02, May 2014.

[54] Kandlikar, S. G., A Roadmap for Implementing Minichannels in Refrigeration and Air-Conditioning Systems—Current Status and Future Directions, Heat Transfer Engineering, 28(12):973–985, 2007.

[55] Kaynakli, O., The first and second law analysis of lithium bromide/water coil absorber, Energy, Vol. 33, Issue 5, pp. 804-816, 2008.

[56] Kays, W.M., London, A.L., Compact Heat Exchangers, McGraw-Hill, New York, 1984.

[57] Keizer, C., Absorption refrigeration machines, Development of a new type of absorber, Thesis, Delft University of Technology, 1982.

[58] Kim, D. S., Ferreira, C.I., Solar refrigeration options – a state-of-the-art review, International Journal of Refrigeration 31, 3 -15, 2008.

[59] Kim, J.S. et all, Performance evaluation of absorption chiller using LiBr+H2N (CH2)2OH+H2O, LiBr + HO (CH2)3OH + H2O, and LiBr + (HOCH2CH2)2NH +H2O as working fluids, Applied Thermal Engineering; 19(2):217–225, 1999.

[60] Leca, A., et al., Transfer de căldură și masă, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1977.

[61] Maclaine-Cross, I.L., Banks, P.J., Coupled heat and mass transfer in regenerators – prediction using analogy with heat transfer, Int. J. Heat Mass Transfer 15, 1225–1242, 1972.

[64] Merkel & Bošnjaković, Diagrams and Tables relating to Absorption Refrigerators, Springer, Berlin, 1929.

Bibliografie

97

[65] Muhumuza, R., Modelling, Implementation and Simulation of a Single-Effect Absorption Chiller in MERIT, A thesis submitted in partial fulfilment for the requirement of degree in Master of Science in Renewable Energy Systems and the Environment, University of Strathclyde, United Kingdom, 2010.

[66] Needham, J., Science and Civilisation in China, Volume 4: Physics and Physical Technology, Part 2, Mechanical Engineering, Cambridge University Press, 1991.

[67] Nellis, G., Klein, S., Heat Transfer, Cambridge University Press, 2008. [68] Niebergall, W., Absorption refrigerating machines, Handbuch der Kaltetechnick, Vol.

VII, Edited by R. Plank, Springer, Berlin, 1959.

[69] Otanicar, T., et al., Prospects for solar cooling – An economic and environmental assessment, Solar Energy; 86:1287–1299, 2012.

[70] Pearson, A. B., Low Charge Ammonia Plants: Why Bother?, Technical Paper #5, IIAR Ammonia Refrigeration Conference, Albuquerque, NM, March, pp. 16–19, 2003.

[71] Pezzutto, S., Analysis of the thermal heating and cooling market in Europe, Institute for Renewable Energy, EURAC Research, http://www.eurac.edu, 2012.

[72] Popa, V., Popescu, F., Ion, I., Metoda diferențială pentru dimensionarea schimbătoarelor de căldură în plăci, A XIII Conferință Națională de Termotehnică cu participare internațională, 30-31 mai 2003, Reșița, pag. 117-122. Analele Universității “Eftimie Murgu”, fascicula I, 2003

[73] Roshenow, W.M, Hartneti, J.P, Ganic,E.N., Handbook of Heat Transfer Application, Mc Grow - Hill, New-York, 1985.

[74] Saman, W., et al., Solar Cooling Technologies: Current Status and Recent Developments, Proc. 42nd Annual Conference of the Australian and New Zealand Solar Energy Society, Pearth (AU), 1. - 3.12, 2004.

[75] Saravanan, R., Maiya M.P., Thermodynamic comparison of water-based working fluid combinations for a vapour absorption refrigeration system, Thermal Engineering; 18(7):553–568, 1998.

[76] Sârbu, I., Sebarchievici, C., Review of solar refrigeration and cooling systems, Energy and Buildings 67, 286–297, 2013.

[77] Şerban, A., Boian, I., Chiriac, F., Năstase, G., Bolocan, S., Calotă, R., Absorption refrigeration and heat pump systems using ammonia, 10th IIR Gustav Lorentzen Conference on Natural Refrigerants, Delft, The Netherlands, 2012.

[78] Şerban, A., Chiriac, F., Instalaţii frigorifice, Seria ”Cursuri Universitare. Masterat”, Editura Agir, Bucureşti, 2010.

[79] Srikhirin, P., et al., A review of absorption refrigeration technologies, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 5, pp. 343–372, 2001.

[80] Ullah, K. R., et al., A review of solar thermal refrigeration and cooling methods, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 24, pp. 499–513, 2013

[81] Van den Bulck, E., Mitchell, J.W., Klein, S.A., Design theory for rotary heat and mass exchangers – 1. Wave analysis of rotary heat and mass exchangers with infinite transfer coefficients, Int. J. Heat Mass Transfer 28 (8), 1575–1586, 1985a.

[82] Vasilescu, C., Contribuții la studiul proceselor termodinamice din instalațiile cu absorbție, Teză de doctorat, Universitatea Tehnica de Construcții București, Facultatea de Inginerie a Instalațiilor, 2011.

Bibliografie

98

[83] Webb, R. L., Jung, S. H., Air-Side Performance of Brazed Aluminum Heat Exchangers, ASHRAE Transactions, vol. 98, Part II, pp. 391–401, 1992.

[84] Xie, Y., et al., Investigation on the Performances of the gas driven Vuilleumier heat pump, International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue, July 14-17, 2008.

[85] Yokozeki, A., Theoretical performances of various refrigerant-absorbent pairs in a vapor-absorption refrigeration cycle by the use of equations of state, Applied Energy., 80(4):383–399, 2005.

[86] Zhai, X.Q., Wang, R.Z., A Review for Absorption and Adsorption Solar Cooling Systems in China, Renewable and Sustainable Energy Reviews, vol. 13 ,pp. 1523-1531, 2009.

[87] ***BP Statistical Review of World Energy June 2014, bp.com/statisticalreview#BPstats

[89] ***http://www.infostar-pascani.ro/productie/monitorizare/isu-mmc-24c.html [90] ***http://www.inspirefp7.eu/wp-

content/uploads/2014/08/WP2_D2.1a_20140523_P18_Survey-on-the-energy-needs-and-architectural-features.pdf

[91] ***http://www.jraia.or.jp/english/relations/20140603_JRAIApresentation.pdf, The 8th Three Associations Meeting, June 3, Tottori, Japan, JRAIA presentation, 2014.

[92] ***IEA SHC Task 38 Solar Air Conditioning and Refrigeration, Subtask B, December 12, 2009.

[93] ***IEA SHC Task 38 Solar Air Conditioning and Refrigeration, Subtask C1, October 30, 2010.

[94] ***IEA SHC Task 38 Solar Air Conditioning and Refrigeration, Subtask C2-C, July 30, 2011.

[95] ***IEA SHC Task 48, 2012 HIGHLIGHTS online at: http://archive.iea-shc.org /publications/downloads/Task48-Highlights-2012.pdf

[98] ***Standard I5:2010 – Normativ pentru proiectarea, executarea şi exploatarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare.

[99] ***US Patent 6099269 din 8.08.2000 [101] [102] [103] [104]

*** http://www.dralexandruserban.ro/cursuri/curs6/# ***Refrigeration & Air Conditioning, 40 lessons on refrigeration and air conditioning from IIT KHARAGPUR. Useful training material for mechanical engineering students/college, or as reference for engineer, EE IIT, KHARAGPUR, INDIA, 2008. ***The European Parliament And The Council Of The European Union, „Directive 2002/91/EC of the European Parliament and of the Council of 16 December 2002 on the energy performance of buildings”,disponibil online la: http://eurlex.europa.eu/lexuriserv/ lexuriserv.do?uri=oj:l:2003:001:0065:0071:en:pdf, 2002. ***The European Parliament And The Council Of The European Union, „Directive 2010/31/EU of the European Parliament and of the Council of 19 May 2010 on the energy performance of buildings”, disponibil online la: http://eurlex.europa.eu/lexuriserv/ lexuriserv.do?uri=oj:l:2010:153:0013:0035:en:pdf, 2010.

[106] ***Eurostat,codul datelor online: tsdpc310, disponibil la: http://ec.europa.eu/eurostat/ tgm/table.do?tab=table&init=1&language=en&pcode=tsdpc310&plugin=1

ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI ENERGETICE A MAŞINII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE NH3-H2O CU PUTERE MICĂ

IMPROVING THE ENERGY EFFICIENCY OF ABSORPTION REFRIGERATING MACHINE WITH LOW POWER NH3-H2O

Conducător științific, Doctorand, Prof. univ. dr. ing. Vasile CIOFOAIA Prep. ing. Sorin BOLOCAN

Cuvinte cheie: răcire solară, absorbție, minicanale, eficiență energetică, energie regenerabilă.

REZUMAT

Cercetările desfășurate pe plan internațional în contextul încălzirii globale, determinată de emisiile de gaze cu efect de seră, vizează înlocuirea utilizării combustibililor fosili cu surse de energie regenerabilă. Energia solară, aparent larg disponibilă, prezintă o serie de specificități care trebuie luate în considerație în vederea adaptării soluțiilor actuale la cerințele impuse echipamentelor de răcire. Una din problemele rezultate din înlocuirea combustibililor fosili cu energia solară vizează eficiența de funcționare a sistemelor de răcire cu absorbție ceea ce impune optimizarea acestora. Eficientizarea energetică a echipamentelor de răcire acționate cu ajutorul energiei solare este direct legată de schimbătoarele de căldură utilizate la sistemele cu absorbție. Teza de doctorat aduce contribuții de cunoaștere experimentală privind utilizarea schimbătoarelor de căldură cu minicanale la sistemele de răcire cu absorbție, atât la vaporizator și la generator cât și la condensator și absorbitor. Cercetările experimentale efectuate pe parcursul dezvoltării tezei asupra schimbătoarelor cu minicanale propuse pentru absorbitor și condensator au pus în evidență, pe lângă compactitate și eficiență sporită și performanțe funcționale îmbunătățite aferente transferului de căldură și masă. Pentru atingerea obiectivelor propuse în cadrul tezei de doctorat am parcurs ca principale etape: analiza riguroasă a literaturii de specialitate cerută de alegerea soluției optime; modelarea fizico – matematică a sistemului mi-a permis o evaluare a limitelor de funcționare optimă atât a principalelor componente ale instalației cât și a ansamblului echipamentului. În cursul realizării standului experimental au fost rezolvate probleme de adaptare la condițiile de funcționare reale. Ca ultimă etapă, evaluarea rezultatelor testelor experimentale efectuate asupra sistemului dotat cu schimbătoare de căldură cu minicanale cât și cu plăci mi-au permis formularea concluziilor necesare pentru dezvoltarea unor astfel de echipamente.

ABSTARCT

Key words: solar cooling, absorption, minichannel, energy efficiency, renewable energy.

The worldwide research developed in the context of the global warming due to the greenhouse gas emission is focused on the replacement of fossil fuels with renewable energy. Solar energy, apparently widely available, has some specificity which must be considered in order to adapt present issues to the requirements of cooling equipment. When replacing fossil fuels with solar energy as driving force in case of NH3-H2O absorption systems a lowering of their operation efficiency results and an optimal solution must be found. Heat exchangers used for cooling systems driven by solar energy are the main responsible for an energy efficient operation. This thesis brings a contribution for a better understanding of minichannels heat exchangers behavior resulted from experiments carried out on absorption systems, when used as an evaporator and a boiler but as a condenser and an absorber too. Experimental research on minichannel heat exchangers proposed as absorber and as condenser developed during the elaboration of this thesis emphasized besides their compactness and improved efficiency a better operational performance concerning the heat and the mass transfer. The main steps undergone to reach the objectives proposed for this doctoral thesis are: a rigorous analysis of the literature aimed to choose an optimal solution followed by a physical-mathematical model development for the system and resulting in the evaluation of the operation limits for both the main components and of the entire equipment. During the implementation of the experimental facility some problems concerning the adaptation to the real condition have been addressed and issued. As last step, the evaluation of the experimental tests carried out on the system conceived with minichannels and with plate heat exchangers respectively gave me the opportunity to formulate the necessary conclusion for the development of such systems based on solar driven absorption equipments.

CURRICULUM VITAE INFORMAȚII PERSONALE Nume şi prenume BOLOCAN Sorin Adresă str. Carpenului, nr. 14, bloc. A15C, ap. 25 mun. Brașov, jud. Brașov Telefon 0733912345 E-mail [email protected] Data nașterii 12.03.1981. EDUCAȚIE ȘI FORMARE Perioada 01.10.2011- prezent Calificarea /Diploma obținută Studii doctorale postuniversitare Numele şi tipul instituției de învățămȃnt Universitatea Transilvania din Braşov, Facultatea

de Construcții

Perioada 2006-2008 Calificarea /Diploma obținută Master: Modernizarea energetică a clădirilor Numele şi tipul instituției de învățămȃnt Universitatea Transilvania din Braşov, Facultatea

de Construcții

Perioada 2001-2006 Calificarea /Diploma obținută Inginer/diploma de inginer. Programul de studii:

Instalații pentru Construcții Numele şi tipul instituției de învățămȃnt Universitatea Transilvania din Braşov, Facultatea

de Construcții EXPERIENȚĂ PROFESIONALĂ Perioada 2008 - prezent Funcția Preparator universitar Angajator Universitatea Transilvania din Braşov,

Perioada 2006- 2008 Funcția Inginer Proiectant Angajator S.C. Elterm Proiect Grup S.R.L.

Perioada 2012- 2013 Funcția Inginer Commissioning Angajator S.C. Optim Project Management S.R.L. APTITUDINI ŞI COMPETENȚE PERSONALE Activitatea de cercetare Concretizată în 9 articole publicate în reviste și

conferințe din țară și străinătate și un program de cercetare internațională.

Competențe şi aptitudini de utilizare a Microsoft Office, Autocad, Stabicad, Revit, EES calculatorului Aptitudini personale Seriozitate, punctualitate, corectitudine Limbi străine cunoscute Engleza

CURRICULUM VITAE Personal Informations Name and surname BOLOCAN Sorin Address No 14, Carpenului Street, 500256, Brașov, Romania. Phone 0733912345 E-mail [email protected] Date of birth 12.03.1981. EDUCATION AND TRAINING Dates 01.10.2011- present Qualification / Diploma Postgraduate PhD Studies Name and type of the institution Transilvania University of Braşov, The Faculty of

Civil Engineering

Dates 2006-2008 Calificarea /Diploma obținută Master degree: “Thermal rehabilitation of

buildings” Name and type of the institution Transilvania University of Braşov, The Faculty of

Civil Engineering

Dates 2001-2006 Qualification / Diploma Bachelor of Engineering Name and type of the institution Transilvania University of Braşov, The Faculty of

Civil Engineering, Building Facilities Specialty PROFESSIONAL EXPERIENCE Dates 2008 - present Position Teaching Assistant Employer Transilvania University of Braşov

Dates 2006- 2008 Position Design engineer Employer S.C. Elterm Proiect Grup S.R.L.

Dates 2012- 2013 Position M&E engineer, Commissioning Employer S.C. Optim Project Management S.R.L. Research activity Materialized into nine articles published in

journals and conferences from Romania and abroad and one international research program.

PERSONAL SKILLS Computer skills and competences in use of Microsoft Office, Autocad, Stabicad, Revit, EES Personal aptitudes Seriousness, punctuality, fairness Limbi străine cunoscute English, French

TEZĂ DE DOCTORAT ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI ENERGETICE …old.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...

Documents

Transcript of TEZĂ DE DOCTORAT ÎMBUNĂTĂŢIREA EFICIENŢEI ENERGETICE …old.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...