definitii,clasificari,fluidefranciscpopescu.weebly.com/uploads/2/0/4/5/20453993/... · 2020. 11....
Post on 24-Jul-2021
1 Views
Preview:
TRANSCRIPT
1
Conf.dr.ing. LAZA IOAN
Definitii,clasificari,fluide
2009
2
In stadiul actual al dezvoltarii societatii nu se mai poate concepe viata cotidiana a oamenilor fara complexul de mijloace furnizat de tehnica. Tehnica reprezinta totalitatea metodelor si mijloacelor utilizate pentru realizarea unei anumite activitati umane. Ca masura a dezvoltarii tehnicii putem considera:
-gradul de inlocuire a fortei omului intr-o activitate. -energia cheltuita pentru realizarea ei.
Ambele considerente presupun o cunostere temeinica a proprietatilor materiei, a fenomenelor din natura si din societatea umana.Sistematizarea acestor cunostinte pe baza unor relatii logice, numite teorii, care lamuresc mecanismul fenomenelor din natura si societate a condus la stiinta de astazi, instrumentul cel mai important al progresului tehnic. Dezvoltarea tehnicii nu a fost si nici nu este un scop in sine, ci este mereu legata de necesitatile vitale ale omenirii: -asigurarea celor necesare subzistentei; -sporirea sigurantei existentei in lupta cu natura. Tehnica este un rod al activitatii spirituale a oamenilor.Masinile sunt mijloace ale tehnicii si produse ale tehnicii. Ele amplifica sau inlocuiesc forta omului. Utilizarea masinilor intr-o anumita activitate este justificata daca fara ele aceasta nu s-ar putea realiza, fie ca nu s-ar putea realiza atat de bine, atat de repede sau atat de usor. Pentru a putea face o delimitare intre celelalte mijloace oferite de tehnica si cele pe care le numim in sensul strict al cuvantului “masina” vom considera ca: Masina este un sistem tehnic, compus din corpuri solide(organe de masini) in miscare silita inlantuita, in care au loc transformari energetice. Dupa locul si rolul lor in lantul transformarilor energetice masinile se clasifica in: -masini de forta-care transforma energia disponibila intr-o alta forma de energie utilizabila in instalatia din care face parte masina.De obicei aceste masini nu realizeaza scopul final al transformarilor energetice. Ex:-motorul cu ardere interna transforma energia chimica a combustibililor in energie mecanica cedata sub forma de lucrul mecanic, generatorul electric transforma energia mecanica in energie electrica, motorul electric tranforma in sens invers aceste energii, etc. -masini de lucru-sunt masini care transforma energia mecanica primita sub forma de lucrul mecanic in energie mecanica necesara realizarii lucrului mecanic final. Ele sunt antrenate de masini de forta. Ex-masini unelte, masini de ridicat, de transportat, masini agricole etc. -masini instrumente-care prin transformari energetice produse in interiorul lor servesc pentru determinarea anumitor marimi fizice. Ex-masini de echilibrat, masini de incercat materiale, frane pentru determinarea momentului motor, etc. Sistemul care cedeaza energie se numeste sursa de energie, iar substanta cu potential ridicat, din care se compune sursa, se numeste purtator de energie. Sistemul care primeste energie este receptorul de energie. Sursele existente in natura(energia solara, energia eoliana, energia raurilor, energia chimica a combustibililor, energia nucleara, etc) sunt surse primare de energie. Totalitatea surselor primare formeaza resursele energetice,care pot fi :
neregenerabile regenerabile.
Transformarile de energie se realizeaza in instalatii de convertire legate in serie. In aceste instalatii in purtatorul secundar nu se va regasi niciodata intreaga cantitate de energie degajata de sursa primara.Totdeauna o parte din energie se disipeaza mediului sub forma de lucrul mecanic de frecare sau sub forma de caldura. Perfectiunea instalatiilor se apreciaza prin compararea energiei produse in unitatea de timp de sursa secundara fata de cea consumata din energia sursei primare, adica raportul dintre puterea utila si puterea consumata:
3
%100*C
U
PP
Daca instalatia realizeaza ‘n’ conversiuni ale energiei pana la obtinerea formei finale, atunci:
nc
u
c
u
c
u
c
u
c
u
PP
PP
PP
PP
PP
nn *...***...*** 21321
Masinile de forta sunt destinate convertirii energiei disponibile intr-o forma necesara la locul de instalare. Dupa felul energiei convertite masinile de forta pot fi: -electrice -termice -hidraulice -pneumatice Dupa sensul convertirii energiei masinile de forta sunt: -masini de forta motoare care convertesc energia disponibila in energie mecanica pe care o cedeaza apoi sub forma de lucrul mecanic:motoare electrice, motoare termice, turbine cu abur si gaze, motoare hidraulice, turbine hidraulice, motoare pneumatice etc. -masini de forta generatoare care convertesc energia primita sub forma de lucrul mecanic de la o masina de forta motoare intr-o alta forma de energie: generatoare electrice, pompe, ventilatoare, suflante, compresoare, masini frigorifice si pompe de caldura.Conditiile de fuctionare ale acestor masini sunt impuse de catre consumatorii energiei produse.
Fluidele ca purtători de energie
In toate maşinile de forţă unul din purtătorii de energie este totdeauna un fluid. Energia
fluidelor este convertită în lucru mecanic în maşinile motoare; iar în creşterea energiei fluidelor se regăseşte energia mecanică consumată de maşinile generatoare. Pentru înţelegerea funcţionării acestor maşini trebuie să se cunoască comportarea acestor purtători de energie în timpul schimbului de energie.
Fluidele sunt substanţe în stare de agregare lichidă sau gazoasă. In aceste stări de agregare datorită forţelor de atracţie intermoleculară (coeziune) mici, ele sunt mult mai uşor deformabile decât solidele. Ele nu au din această cauză formă proprie. Diferenţele dintre comportarea lichidelor şi a gazelor se explică prin distanţele intermoleculare diferite. La lichide aceste distanţe sunt de acelaşi ordin de mărime cu dimensiunea moleculei (1 - 4)10-4 m, distanţe la care,deşi mult mai slab decât la solide, se resimte încă acţiunea forţelor de coeziune. Aceste forţe sunt insuficiente pentru păstrarea formei proprii chiar sub influenţa forţelor gravitaţionale, preluând forma vasului în care se află , în lipsa vasului ele tinzând spre echilibrul cel mai stabil, formează pelicule de grosimea unei molecule, dar datorită existenţei coeziunii aceste pelicule sunt compacte, adică moleculele nu se despart unele de altele (de ex. pete de ulei pe suprafaţa apei). Ruperea acestor pelicule necesită forţe ce depăşesc forţele de coeziune. La gaze distanţele dintre molecule depăşesc mult (1oo - 1ooo ori) dimensiunea moleculei. Interacţiunea dintre molecule se face practic numai prin ciocniri (coeziunea este neglijabilă). Ele se mişcă dezordonat în toate direcţiile posibile (cuvântul gaz are originea în cuvântul grec chaos- haos). Gazul umple complet interiorul încăperilor puse la dispoziţie. Din cauza de mai sus rezultă şi diferenţa mare dintre densitatea lichidelor şi a gazelor.
Densitatea „ρ " este masa unităţii de volum V. ρ = m / V kg/m3]
Densitatea gazelor este mult inferioară densităţii lichidelor (de exemplu în condiţiile atmosferice ρapa =1ooo kg/m3 , ρ aer=1,2 kg/m3 . Pentru a cunoaşte comportarea fluidelor în calitate de purtători de energie trebuie să analizăm comportarea lor în timpul fazelor de primire - cedare şi de transport de energie.
4
La acest studiu nu putem aplica metodele folosite la sisteme compuse din corpurile solide, fiindcă în cazul fluidelor numărul de componente ce se pot deplasa unele faţă de altele este foarte mare (moleculele) şi este imposibilă urmărirea mişcării individuale a fiecăreia. In practică fluidul se consideră ca un mediu continuu a cărei stare se descrie prin unele mărimi, care repre-zintă efectele macroscopice ale comportării întregului colectiv de molecule numite mărimi de stare. Mărimile de stare sînt mărimi măsurabile, independente de forma sistemului care iau aceleaşi valori ori de câte ori sistemul revine în aceeaşi stare. Aceste mărimi sunt ; presiunea, temperatura, volumul, numărul de molecule, energia, etc. Presiunea reprezintă suma tuturor forţelor cu care acţionează moleculele fluidului în direcţia perpendiculară pe unitatea de arie a suprafeţei pereţilor rezervorului, sau a suprafeţei obiectelor scufundate în fluid. p = F/A [N/m2]
unde: F este forţa normală pe perete, A este aria suprafeţei peretelui.
Unităţile de măsură pentru presiune : 1 pascal = 1 Pa = 1 N/m2 .
Această unitate este foarte mică, majoritatea instrumentelor de măsură folosite în tehnică nu pot sesiza variaţii de 1 Pa (în tehnică variaţiile atât de mici de obicei nu au însemnătate) In tehnică se recomandă folosirea multiplului : 1 MPa = 106 Pa. Este admisă şi folosită pe scară largă în tehnică o altă unitate: 1 bar = 105 Pa. (Alte unităţi admise pentru măsurarea presiunii de legea metrologiei sunt : 1 atmosferă tehnică =1 at = 98066,5 Pa; 1 Torr =1 mm Hg = 133,32 Pa, 1 mm coloană apă = 1 mm CA = 9,81 Pa; 1 atmosferă fizică =1 atm = 76o Torr = 10332 mm CA = 101325 Pa). Majoritatea aparatelor folosite pentru măsurarea presiunii măsoară o diferenţă de presiune, indicând cu câte unităţi este presiunea fluidului mai mare sau mai mică decît presiunea atmos-ferică curentă.
Presiunea măsurată faţă de presiunea atmosferică pat este numită presiune relativă. Suprapresiunea (pM = p - pat) este indicată de aparate numite manometre. Depresiunea ( pv = pat-p) este indicată de vacuumetre.
Presiunea absolută este presiunea măsurată faţă de vidul absolut. Ea se determină adunând la indicaţia manometrelor (sau vacuumetrelor) valoarea presiunii atmosferice măsurată cu barometre. Ori de cîte ori caracterizăm starea fluidului trebuie să folosim presiunea absolută (aceasta este o mărime de stare). Temperatura este măsura stării de agitaţie a părticelelor constituente ale corpului. Ea este proporţională cu energia cinetică medie de translaţie a moleculelor care formează sistemul considerat. Cu cât corpul este mai cald (agitaţia moleculelor este mai intensă) cu atât valoarea atribuită temperaturii T este mai mare. Unitatea de măsură a temperaturii în SI este Kelvin 1 K şi este egal cu 1/273,16 -a parte din temperatura punctului triplu al apei. Temperatura de 0 absolut [K] corespunde acelei stări în care intensitatea mişcării de agitaţie este minimă posibilă. Temperatura de 0 [K] nu poate fi atinsă (principiul III al termodinamicii). Temperatura poate fi definită şi după scara empirică Celsius (admisă de SI). La această scară 0°C corespunde punctului de topire a gheţii, iar 100 °C corespunde punctului de fierbere a apei la presiunea atmosferică normală (76o Torr =101325 Pa). Temperatura măsurată pe scara Celsius o vom nota cu „t” Unitatea de măsură 1 °C = 1 K. Relaţia dintre temperatura măsurată pe scara absolută T şi cea măsurată pe scara Celsius este
T [K] =273,15 + t [°C] Ori de câte ori caracterizăm starea sistemului trebuie să folosim scara absolută T (aceasta este mărimea de stare) Temperatura se măsoară cu termometre . Volumul V este măsura extinderii sistemului în spaţiu. Se măsoară în m3 .
Numărul mărimilor de stare, care mai pot fi enumerate este mare, însă la definirea stării
sistemului nu este necesar să le precizăm pe toate. Pentru fiecare posibilitate de schimb de
5
energie aparţine o mărime intensivă de stare, mărimea căruia indică intensitatea posibilă a schimbului de energie pe calea considerată. Astfel de mărimi sunt : presiunea (pentru schimbul de energie prin lucru mecanic), temperatura (pentru schimbul de căldură) potenţialul electric (pentru schimbul de energie pe cale electrică) etc.
Pentru caracterizarea stării sistemului este necesar şi suficient să definim atâtea mărimi intensive de stare, câte posibilităţi de schimb de energie are sistemul cu mediul înconjurător, la care se va adăuga o mărime care defineşte extinderea sistemului (volumul, numărul de molecule, etc.) numită mărime extensivă de stare.
Fiindcă în maşinile şi instalaţiile hidraulice, pneumatice şi termice fluidul schimbă energie numai sub formă de lucru mecanic (la primele) şi sub formă de lucru mecanic şi căldură (la ultimele două) mărimile de stare ce se vor folosi la caracterizarea stării fluidului sunt : presiunea, temperatura şi volumul (mărimea extensivă care poate fi măsurată cel mai uşor).
Dacă fluidul este omogen, se poate restrânge studiul fluidului la studiul unităţii de masă, nu trebuie studiat întregul volum. In acest caz în locul mărimilor extensive de stare se folosesc mărimi de stare specifice. Astfel de mărimi sunt :
volumul specific: v =V/m [m3/kg] energia specifică: e =E/m [J/kg] energia internă specifică: u = U/m [J/kg]
Mărimile specifice se notează cu litere mici. Entalpia totală I* este mărimea de stare extensivă care exprimă suma dintre energia totală a sistemului şi ceea ce poate primi sub formă de lucru mecanic de la un sistem cuplat. Dacă fluidul închis în cilindrul 2 din fig. 1 are energia totală (internă şi externă) E şi comunică prim intermediul pistonului 1 cu un alt sistem, care acţionează asupra sa cu forţa F (dacă F este greutatea pistonului sistemul cuplat este însuşi pistonul), în momentul deschiderii robinetului 3 se va putea elibera atât energia proprie a fluidului, cât şi cea a sistemului cuplat. Energia ce o poate transfera sistemul cuplat fluidului din cilindru este egală cu lucrul mecanic ce îl poate efectua pistonul asupra fluidului. L = F·S = p (π D2/4) S = p ·V Ca efect al acestui lucru mecanic este dislocarea sistemului, fiind numit lucru mecanic de dislocare.
Astfel entalpia totală este : I*=E+pV=U+mw2/2 + mgh+ p V [J]
I* este o mărime de stare extensivă. Entalpia totală specifică :
i* = u + w2/2+ g h + p v [J/kg] Prin entalpie I înţelegem doar suma dintre energia internă a sistemului U şi lucrul mecanic de dislocare, adică : I = U + pV [J]
Figura 1.
6
Observaţie : In locul pistonului din fig. 1. drept sistem cuplat poate fi imaginat şi o cantitate de fluid (lichid sau gaz) care acţionează pe suprafaţa de separaţie (reală sau imaginară) cu o forţă (F= pA unde A - aria suprafeţei de separaţie) sub acţiunea căruia se poate realiza dislocarea sistemului.
Starea de echilibru a fluidelor
Ca fluidul să fie în echilibru este necesar ca fiecare element al fluidului să fie în echilibru. Aceste elemente le vom considera cu dimensiuni foarte mici, însă totuşi suficient de mari, ca să conţină un număr mare de molecule, bucurându-se astfel de toate proprietăţile fizice ale întregului fluid. Ca un element să fie în echilibru termic cu elementele vecine este necesar şi suficient ca temperatura lui să fie egală cu cea a elementelor vecine. In acest caz între ele nu va apărea schimb de căldură. Pentru ca elementul considerat să rămână în repaos (să nu se de-plaseze) este necesar ca suma forţelor exterioare ce acţionează asupra lui să fie egală cu zero, iar ca să nu se deformeze este necesar ca aceste forţei exterioare să fie echilibrate de forţe egale şi de sens contrar din interior.
Dacă asupra sistemului (fig. 2) acţionează forţe exterioare aplicate numai pe conturul lui, atunci condiţia ca elementul M să fie în echilibru este ca forţele datorită presiunii să fie egale între ele. Acest lucru este posibil numai atunci când presiunea cauzată de forţa F a pistonului se transmite integral în toate direcţiile.
Presiunea cauzată de forţele aplicate pe conturul sistemului se numeşte presiune statică. In echilibru presiunea statică are aceeaşi valoare în întregul volum ocupat. Dacă asupra fiecărui element al sistemului acţionează forţe proporţionale cu masa sistemului (forţe masice) cum ar fi forţa gravitaţională mg, forţa de inerţie ma ,etc. atunci la echilibru aceste forţe sunt echilibrate prin variaţia presiunii fluidului în direcţia acţiunii acestor forţe.
Figura 2.
Figura 3.
Dacă asupra sistemului din fig. 3 (lichidul din vas) acţionează câmpul gravitaţional, atunci pe lîngă presiunea atmosferică pat fiecare strat de lichid cu înălţime Δ z (începând de la suprafaţa libera) va transmite stratului inferior o forţă egală cu greutatea proprie, ce atrage după sine creşterea presiunii cu adâncimea cu mg/A = ρ g Δz , unde A este aria de contact dintre straturile considerate.
7
Astfel în punctul M scufundat în lichid la adâncimea „h" acţionează presiunea pat + ρg h, unde termenul ρgh este presiunea hidrostatică. Observaţie ; La gaze (din cauza densităţii mici) şi la lichide unde p>>ρg h (fie că presiunea statică p este foarte mare, fie că h este mic) presiunea hidrostatică poate fi neglijată în calcule. Concluzie : Dacă presiunea statică şi temperatura elementelor din întregul volum ocupat de sistem au aceleaşi valori, sistemul este în echilibru. In cazul când asupra sistemului acţionează forţe masice, ele sunt echilibrate prin variaţia presiunii în direcţia acţiunii lor (la forţe gravitaţionale orientate după verticală de sus în jos apare creşterea presiunii de sus în jos creându-se astfel o forţă de reacţiune egală şi de sens contrar cu prima : p A = m g).
Mărimile de stare ale fluidelor în echilibru sînt interdependente. Dacă în urma unui proces de schimb de energie sistemul trece într-o altă stare de echilibru, variaţia uneia dintre mărimi de stare este însoţită de variaţia celorlalte mărimi după o lege proprie fiecărui fluid. Ecuaţia care descrie această interdependenţă
F(V,p,T) = 0 este numită ecuaţie de stare. Cunoscând variaţia a două mărimi de stare şi ecuaţia de stare proprie fluidului considerat, putem calcula valoarea celei necunoscute. Vâscozitatea fluidelor. La deplasarea unui strat de fluid faţă de restul fluidului apare o forţă de frecare interioară ce se opune acestei mişcări.Această forţă F de frecare este proporţională cu aria suprafeţei de contact A şi cu viteza relativă dintre straturile vecine care alunecă unul faţă de celălalt. Coeficientul de proporţionalitate η poartă numele de coeficient de vâscozitate dinamică sau vâscozitate dinamică. Newton a stabilit relaţia valabilă în cazul majorităţii fluidelor
F = η A (dc/dy) unde dc/dy este variaţia vitezei în direcţia perpendiculară pe cea a mişcării. Unitatea de măsură a vâscozităţii în (SI) este:
1 Ns / m2 = 1 Pa·s Se foloseşte destul de des (fiind admis)
1 cP (centipoise) = 10-3 Pa·s (1 P = 1 poise - se citeşte „poaz" şi derivă din numele fizicianului francez Poiseuille). In studiul curgerii fluidelor adesea intervine raportul dintre vâscozitatea dinamică şi densitatea fluidului. Acest raport poartă numele de vâscozitate cinematică :
γ = η / ρ Adesea se foloseşte în loc de [m2 /s] unitatea (admisă de legea metrologiei) :
1 cSt (centistokes) = 10-6 [m2 /s] (Stokes-citit stoks - după numele matematicianului englez Stokes, G.G).
Vâscozitatea este influenţată de variaţia temperaturii şi (mai puţin) de variaţia presiunii. La lichide vâscozitatea scade cu creşterea temperaturii, iar la gaze creşte (fig. 4). Creşterea presiunii produce mărirea vâscozităţii fluidelor. Vâscozitatea convenţionala (sau relativă) este vâscozitatea determinată cu aparate convenţio- nale.
8
Figura 4.
Este standardizat vâscozimetrul Engler, cu ajutorul căruia se determină vâscozitatea în grade Engler (° E). Vâscozitatea unui lichid în °E la o anumită temperatură t 0C este raportul dintre timpul de scurgere a 2oo cm3 de lichid (din lichidul de cercetat) încălzit la t °C şi timpul de scurgere al aceluiaşi volum de apă distilată la 2o °C prin orificiul calibrat al aparatului Engler. Orificiul calibrat are dimensiunile : 0 2,9 mm şi lungimea 2o mm şi este dispus după verticala.
Capacitatea calorică, căldura specifica
Cantitatea de energie schimbata de un sistem cu mediul înconjurător sub formă de căldură necesară modificării temperaturii sale (fără modificarea stării de agregare a sistemului în acest timp) este capacitatea calorică :
C = Q / ΔT
9
Căldura specifică c este capacitatea calorică a sistemului considerat c = C/m = Q/(m ΔT) Valoarea căldurii specifice depinde de temperatura (la gaze, mai ales la vapori depinde şi de presiune), deci c = f(T). Cunoscând căldura specifică putem calcula căldura necesară încălzirii sistemului de la temperatura iniţială T1 pînă la cea dorită T2 :
Q12 = m c (T2 – T1) unde c este căldura specifică medie pe intervalul de temperaturi dintre T1 şi T2. Valoarea medie a căldurii specifice medii între 0 - 100 °C în kJ/kg K : la oţel 0,494 , la fontă 0,544 , la Al 0,909 etc. Pentru apă la 2o °C : 4,183, la 6o °C : 4,199 kJ/kg K. La gaze mărimea căldurii specifice depinde şi de modul de încălzire. Dacă în timpul încălzirii presiunea sistemului rămâne constantă,adică se permite dilatarea liberă (fig. 5), atunci pe lângă căldura necesară măririi temperaturii sistemului trebuie să consumăm şi o cantitate de energie(introdusă sub formă de căldură) necesară efectuării lucrului mecanic de dilataţie.
Figura 5.
In acest caz căldura totală introdusă va fi : Q12 = U2 - U1 + L12 = (U2 + p V2) –( U1 + p V1) = I2 – I1 = ΔI
adică energia introdusă sub formă de căldură măreşte entalpia sistemului. Astfel căldura specifică la presiune constantă cp va fi: cp = Q / (m ΔT ) In cazul încălzirii la volum constant (dilatarea este împiedicată) L12 = 0, astfel căldura introdusă va servi doar la mărirea energiei interne : Q12 = U2 – U1 = ΔU
iar căldura specifică la volum constant cv va fi : cv = ΔU / (m ΔT ) p=const. La lichide şi solide, datorită coeficienţilor de dilatare termică relativ mici, diferenţa dintre cp şi cv din punct de vedere tehnic este neglijabilă. Din legea lui Joule, rezultă :
cp - cv =R adică, constanta gazului R este lucrul mecanic de dilataţie produs în timpul încălzirii cu 1 grad a unui kg de gaz. Raportul cp /cv =k este numit exponent adiabatic al gazului respectiv (Are valori : ~ 1,66 la gaze monoatomice; ~ 1,4 la gaze biatomice şi~ 1,33 la gaze triatomice). Valoarea căldurilor specifice ale aerului în kJ/kg K : la 20 °C cp = 1,0036; cv = o,7164 la 100°C cp = 1,0103; cv = o,7231
10
LUCRU MECANIC, ENERGIE, CALDURA Lucrul mecanic al unei forte constante se defineste ca fiind produsul dintre forta si lungimea deplasarii punctului sau de aplicatie : lucrul mecanic=forta * lungime Se numeste energie tot ceea ce direct sau indirect poate fi transformat in lucru mecanic. Energia si lucrul mecanic se masoara cu aceiasi unitate care in sistemul vechi MkfS era kilogram-metru( kgm). Caldura este energia care corespunde miscarii moleculelor. Unitatea de masura a fost mult timp kilocaloria: cantitatea de caldura furnizata unui kg de apa pentru a-i creste temperatura de la 14,5 C la 15,5C( la cal. de 15C). Primul principiu al termodinamicii face echivalenta intre caldura si lucrul mecanic, fiind denumit si principiul conservarii energiei. Fizicianul german R.Mayer( 1842) a determinat echivalentul mecanic al caldurii, adica relatia de legatura intre kcal si kg∙m : A=426,8 kg∙m/kcal; In S.I. pentru lucrul mecanic, energie si caldura s-a dat aceiasi unitate de masura, Joule cu simbolul J : 1J=1N∙m ; In electroenergetica se utilizeaza Wattsecunda( Ws) sau kilowattora( kWh). 1J=1Ws=1/3,6·10-6 kWh; J kJ kWh kcal kgm 1J( 1Nm=Ws) 1 0,001 2,78·10-7 2,39·10-4 0,102 1kJ 100 1 2,78·10-4 0,239 102 1kWh 3600000 3600 1 860 367000 1kcal 4190 4,19 0,00116 1 427 1kgm 9,81 0,00981 2,78·10-6 0,00234 1
Al doilea principiu al termodinamicii are mai multe formulari,dintre care:
- caldura nu poate trece de la sine de la un corp cu temperatura coborata la un corp cu temperatura ridicata ; - caldura nu poate fi transformata in lucru mecanic decat daca exista o diferenta de temperatura ;
Rezulta rolul masinilor frigorifice: de a cobora temperatura intr-un spatiu si de a mentine acea temperatura scazuta. Acest rol poate fi realizat doar prin consum de energie. TRANSMITEREA CALDURII
Trecerea caldurii de la un corp mai cald la unul mai rece este posibila prin radiatie, convectie si conductie. Transmiterea caldurii prin radiatie este cel mai bine exemplificata de catre radiatia solara. Soarele cu diametrul de 1,4 milioane km si cu temperatura peste 6.000 K este la o distanta de 150 milioane km de pamant. O mica parte din razele lui ating pamantul, suficienta
11
insa pentru desfasurarea vietii. Razele parcurg distanta soare-pamant prin vid fara nici un fel de conductie. Dezghetarea unui evaporator se poate face cu un panou radiant pe gaz sau cu un generator de aer cald cu ventilator. Ambele topesc gheata de pe evaporator, unul prin radiatie iar celalalt prin convectie. Transmiterea caldurii prin conductie poate fi exemplificata prin electrodul de sudura : in timp ce un capat se topeste pentru a se realiza sudura, celalalt capat se incalzeste prin conductie prin bara electrodului.
In practica cele trei moduri de transmitere a caldurii actioneaza adesea impreuna: aerul care spala un corp de incalzire primeste caldura de la acesta prin radiatie si convectie si este supus unei miscari ascendente. Invers la racire : intr-o camera frigorifica aerul care intra in contact cu evaporatorul, fara a fi fortat de catre un ventilator, se raceste prin radiatie si convectie, densitatea va creste si aerul are o miscare descendenta.
1. INTODUCERE
1.1. DEFINIŢII. TERMINOLOGIE În cele ce urmează este prezentată pe scurt terminologia în domeniul tehnicii frigului.
Agent frigorific (fluid frigorific) – fluid utilizat în sisteme frigorifice care absoarbe căldura la temperatură şi la presiune joase şi o cedează la temperaturi şi presiuni mai înalte. Agent intermediar – fluid folosit pentru a transfera căldura de la mediul de răcit la agentul frigorific în vaporizator. Agent refrigerant – substanţă sau amestec de substanţe, în stare gazoasă, lichidă sau solidă, care preia căldura de la mediul de răcit şi nu mai poate fi reutilizată. Putere frigorifică specifică în ciclu – cantitatea de căldură preluată de maşina frigorifică, în ciclu, de la mediul răcit pe unitatea de masă sau volum de agent frigorific. Căldura de subrăcire – cantitatea de frig necesară pentru scăderea temperaturii unui agent frigorific lichid sub temperatura de saturaţie (de vaporizare). Căldura de supraîncălzire – cantitatea de căldură necesară pentru ridicarea temperaturii vaporilor unui agent frigorific peste temperatura de saturaţie (de vaporizare). Ciclu frigorific – ciclu termodinamic inversat în care agentul frigorific preia căldura de la sursa rece şi o cedează sursei calde. Circuit frigorific – circuitul fluidului frigorific pe parcursul căruia se realizează transformările termodinamice generatoare de frig.
Condensare – trecerea unui fluid din stare de vapori în stare lichidă, în anumite
condiţii de temperatură şi presiune. Criogenie – ramura care studiază obţinerea şi utilizarea temperaturilor sub – 150°C. Debit volumic teoretic – volumul generat de pistoanele compresorului la cursa lor de aspiraţie în unitatea de timp. Debit volumic efectiv – volumul efectiv de vapori aspiraţi de compresor în unitatea de timp. Eficienţa frigorifică – raportul între puterea frigorifică şi puterea consumată. Evaporare – fenomen superficial de producere a vaporilor dintr-un agent frigorific lichid, fenomen care se produce la orice temperatură până la limita de saturaţie şi pe durata căruia temperatura nu se menţine constantă.
Mediu răcit – mediu (corp) a cărui temperatură este scăzută sau menţinută sub temperatura ambiantă de către instalaţia frigorifică. Necesar de frig – cantitatea de frig necesară pentru compensarea unui aport de căldură determinat sau pentru răcire. Putere frigorifică a unui compresor – produsul dintre debitul masic de agent frigorific vehiculat de compresor şi diferenţa dintre entalpia agentului frigorific corespunzător punctului de aspiraţie definit de presiunea de vaporizare şi temperatura vaporilor supraîncălziţi şi entalpia punctului definit de presiunea de vaporizare şi temperatura după laminarea agentului frigorific lichid (fără subrăcire). Putere frigorifică globală – fluxul termic absorbit de agentul frigorific din mediul de răcit. Putere frigorifică netă – fluxul termic absorbit în vaporizator de agentul frigorific de la agentul intermediar sau de la mediul răcit. Putere frigorifică utilă – fluxul termic absorbit de agentul frigorific sau de agentul intermediar pentru utilizare. Raport de comprimare – raportul dintre presiunile absolute de refulare şi de aspiraţie.
Refrigerare – proces dirijat de răcire a unui mediu la o temperatură superioară
punctului său de congelare.
Regim exterior – totalitatea parametrilor (temperatură, presiune, umiditate) a mediilor care condiţionează funcţionarea utilajelor frigorifice.
Regim interior – condiţii de temperatură referitoare la schimbările de stare ale
agentului frigorific în ciclu şi anume: temperatură de vaporizare, temperatură de condensare şi temperatură de subrăcire.
Termeni referitori la maşini şi utilaje frigorifice
Vaporizare: fenomen de producere a vaporilor dintr-un agent frigorific lichid,
fenomen care cuprinde întreg volumul lichidului.
Volum interior net – volumul determinat de dimensiunile interioare ale unui recipient, scăzând volumul pieselor interioare.
Acumulator de frig – aparat care preia, menţine şi cedează frigul sub formă de
căldură sensibilă sau latentă.
Compresor adiţional (compresor booster) – compresor destinat ridicării presiunii valorilor de fluid frigorific până la presiunea de aspiraţie a compresorului următor.
Compresor centrifugal (turbocompresor): compresor în care comprimarea agentului frigorific rezultă sub efectul forţei centrifuge şi a transformării energiei cinetice în energie potenţială de presiune.
Compresor elicoidal – compresor rotativ volumic în care comprimarea se realizează
prin modificarea spaţiilor formate între profilul elicoidal al elementelor în angrenare şi carcasă.
Compresor ermetic (compresor capsulat) – compresor la care electromotorul este
montat pe arborele de antrenare într-o construcţie capsulată fără presetupă, evitând posibilitatea de scăpare a agentului frigorific.
Compresor frigorific – element al unui sistem frigorific care, printr-un proces
mecanic aspiră agentul frigorific în stare de vapori, provenit în general din vaporizator şi îl refulează la o presiune mai înaltă.
Condensator frigorific – schimbător de căldură în care agentul frigorific este
lichefiat prin cedare de căldură unui mediu de răcire exterior.
Ejector – subansamblul care, prin ridicarea vitezei unui fluid într-un ajutaj, creează la ieşirea din acesta o depresiune şi antrenează un alt fluid căruia îi măreşte presiunea.
Maşină frigorifică (sistem frigorific) – ansamblul care cuprinde organele de
compresie, condensare şi vaporizare, conductele de legătură şi toate accesoriile necesare pentru realizarea unui ciclu frigorific complet.
Răcitor de aer – schimbător de căldură – prin suprafaţă sau contact – destinat răcirii
aerului în convecţie forţată, la care căldura este preluată de un agent frigorific sau de un agent intermediar.
Serpentină – element al sistemului frigorific format din ţevi, curbe sau drepte, legate
în mod corespunzător şi servind ca schimbător de căldură.
Tunel de congelare – spaţiu de formă alungită, cu circulaţie intensă a mediului de răcire destinat congelării.
Vaporizator – schimbător de căldură în care agentul frigorific lichid, după laminare
(destindere) este vaporizat preluând căldura din mediul de răcit.
Termeni referitori la instalaţii frigorifice
Cameră frigorifică – cameră izolată termic a cărei temperatură este coborâtă în mod artificial.
Instalaţie frigorifică – ansamblul de maşini şi aparate care asigură realizarea unor
temperaturi scăzute, pe bază ciclurilor inversate.
Termeni referitori la accesorii
Conducte – ansamblul de elemente destinate interconectării diferitelor părţi ale
sistemului frigorific (ţevi, coturi, flanşe, reducţii, garnituri,organe de asamblare).
Filtru – dispozitiv destinat reţinerii impurităţilor grosiere dintr-un circuit de fluid frigorific.
Termostat – dispozitiv de reglare sau protecţie pus în funcţie de variaţia de
temperatură.
Presostat – dispozitiv de reglare sau protecţie pus în funcţie de variaţia unei presiuni.
1.2. ISTORIC
Obiectul cursului de "Maşini Frigorifice" este prezentarea metodelor şi aparatelor cu
ajutorul cărora se produce şi se utilizează frigul artificial.
Preocupări legate de îmbunătăţirea confortului cu ajutorul frigului artificial sunt
cunoscute încă din antichitate: adunarea şi depozitarea zăpezii şi gheţii în grote bine izolate
termic şi folosirea lor în anotimpul cald, sau ventilarea aerului peste vase cu apă, în scopul
răcirii acesteia prin evaporare.
Împăratul roman Nero depozita în grădina sa un întreg munte de zăpada pentru a
obţine vara un vânt răcoros. Aceasta poate fi considerată ca fiind prima instalaţie de
climatizare.
În evul mediu, sultani sau califi din ţările arabe aveau organizat un serviciu permanent
de caravane cu cămile ce transportau gheaţa din munţii Siriei, Libanului sau Armeniei. În
Europa preocupări în acest domeniu erau în Spania şi Portugalia, unde erau la modă vasele
poroase în care lichidul era răcit prin evaporare.
În secolul XVI se observă ca sunt unele amestecuri care prin dizolvarea unor săruri pot
obţine o temperatură mai scăzută decât a mediului ambiant.
Dezvoltarea în continuare a tehnicii frigului cunoaşte etape semnificative odată cu
descoperirea legilor şi principiilor termodinamicii, principalele etape fiind următoarele:
În 1755 William Cullen, profesor la Universitatea din Glasgow, oferă o explicaţie
ştiinţifică (vaporizarea) asupra răcirii bulbului unui termometru la scoaterea lui dintr-o
substanţă uşor volatilă. În acelaşi an, vaporizând eter sub clopotul unei pompe de vid, obţine o
temperatura atât de scăzută încât apa care înconjura vasul îngheaţă.
Elevul şi continuatorul lui W. Cullen a fost profesorul de chimie Joseph Black, care
trebuie considerat ca întemeietor al calorimetriei ştiinţifice. El considera că frigul şi căldura
sunt trepte diferite ale aceleiaşi stări de agregare, iar îngheţarea corpurilor reci şi topirea
corpurilor calde sunt fenomene identice. Introduce noţiunea de căldura de topire a gheţii, şi
din măsurătorile lui rezultă valoarea 78 Kcal/Kg faţă de 79,8Kcal/Kg, cât este în realitate.
În 1780 fizicienii Louis Clouet şi Gaspard Monge reuşesc să lichefieze SO2.
În 1823 Michael Faraday publică prima lucrare clasică legată de lichefierea gazelor. El
reuşeşte să lichefieze SO2, H2S, CO2, N2O, C2H2, NH3, HCl.
În 1834, Jakob Perkins construieşte în Anglia prima maşină frigorifică având ca agent
de lucru eterul. Maşina, însă din cauza exploziei eterului, nu poate fi utilizată. Schema acestei
maşini poate fi văzută în figura de mai jos:
Fig. 1.1 Maşina frigorifică cu eter a lui Perkins
K - condensatorul instalaţiei frigorifice (aici se elimină căldura Qk)
C - compresorul (în acest caz o pompă acţionată manual)
P - pompa pentru umplerea şi completarea agentului frigorific în instalaţie
V - vaporizatorul instalaţiei frigorifice (introdus în spaţiul răcit)
În 1851 medicul american John Gorrie realizează prima maşina frigorifică cu
compresie care are ca şi agent frigorific aerul. Maşina are următoarea schemă:
Fig. 1.2 Maşina frigorifică cu aer a lui Gorrie
a - "vaporizator"
b - răcitor intermediar
c - pistonul compresor
d - detentor
În 1860 Ferdinand Carré, considerat a fi cel mai mare nume al istoriei frigului,
realizează prima maşină frigorifică funcţionând pe principiul absorbţiei în mod continuu,
utilizând ca şi agent frigorific H2O+NH3. Vaporii de amoniac eliberaţi în fierbătorul g sunt
condensaţi în condensatorul a, condensatul obţinut ests laminat în ventilul de reglare c până la
temperatura şi presiunea corespunzătoare vaporizatorului (-15°C; 1,4 bar). Din vaporizatorul
b, după extragerea căldurii Q0 din spaţiul răcit, amoniacul ajunge în absorbitorul d unde
datorită afinităţii faţă de apă, este absorbit.
Fig. 1.3 Maşina frigorifică cu absorbţie a lui Carré
Soluţia de apa şi amoniac rezultată e pompată de către pompa e în fierbătorul g, unde
are loc separarea celor doi agenţi. În schimbătorul de căldura f, amestecul bogat în amoniac se
încălzeşte preluând căldura de la soluţia săracă ce părăseşte fierbătorul g.
În 1862 Thomson şi Joule, în mod independent, descoperă fenomenul de răcire a
aerului prin laminare.
În 1864 Ferdinand Carré perfecţionează instalaţia cu compresie mecanică, iar în 1867
utilizează amoniacul ca agent frigorific.
În 1870 Carl von Linde dezvoltă şi perfecţionează în Germania instalaţia cu compresie
mecanică pentru utilizarea ei pe scară industrială.
În 1895 Carl von Linde construieşte prima maşină pentru lichefierea aerului.
În 1899 Geppert foloseşte gaze inerte în maşinile cu absorbţie, rezultând o instalaţie
frigorifică fără piese în mişcare.
Ideea aceasta e folosită în 1925 de către doi suedezi, C. Musters şi Blatter von Platen,
pentru realizarea frigiderului casnic cu absorbţie.
În 1910, Maurice Leblanc realizează prima instalaţie frigorifică cu ejector.
Fig. 1.4 Maşina frigorifică cu ejector a lui Leblanc
Încălzirea generatorului a se face cu abur provenit de la un proces tehnologic oarecare
(abur secundar). Aburul format în generator se destinde prin ajutajul ejectorului b, antrenând
vaporii de agent frigorific formaţi în urma extragerii căldurii Q0 din vaporizatorul d.
Amestecul obţinut este răcit în condensatorul f cu ajutorul apei de răcire. Condensatul obţinut
este refulat de către pompa g spre generatorul a, iar o parte este laminat în ventilul de reglare
e. În urma laminării o parte se vaporizează, iar restul condensatului se transformă în vapori în
vaporizatorul d.
În 1913 Altenkirch construieşte maşina frigorifică cu absorbţie apă-amoniac în
mai multe trepte.
În 1930, tehnica frigului cunoaşte o însemnată dezvoltare prin utilizarea freonilor ca
agenţi frigorifici (în SUA) în maşinile frigorifice cu compresie mecanică de vapori.
În 1946 începe producţia de masă a compresoarelor capsulate pentru tehnica frigului.
Turaţia acestora ajunge la câteva mii de rot/min, faţă de câteva sute de rot/min, cât era turaţia
acestora în 1920.
În 1958, începe să se folosească efectul Peltier (efectul termoelectric) în tehnica frigului,
la maşinile frigorifice de putere foarte mică.
La noi în ţară, înainte de 1944 existau câteva antrepozite frigorifice de stocaj, de
capacităţi mici. În 1942/43 firma Linde construieşte la halele Obor un antrepozit modern la
acea vreme, cu o putere frigorifică de15mil.Kcal/h.
Între 1952-69 sunt construite 14 mari antrepozite frigorifice cu stocaj la temperaturi de -
18... -22C.
Prin anii '70 puterea frigorifică instalată în domeniul alimentării ajungea la 108
mil.Kcal/h.
O dezvoltare deosebită a luat frigul în industria chimică unde s-au creat instalaţii de
mare diversitate utilizate la răciri în procesele de fabricaţie, la condiţionarea aerului, precum şi
la producerea de O2 si N2. În industria uşoară au fost construite instalaţii frigorifice pentru
fabricarea fibrelor textile, prelucrarea cauciucului, etc.
1.3 GENERALITATI
Maşinile frigorifice au rolul de a coborî temperatura unui spaţiu sub temperatura
mediului ambiant, şi de a menţine aceasta temperatura coborâtă. Maşina frigorifică lucrează
între două surse de căldură: o sursă rece, de la care extrage căldura (spaţiu răcit), şi o sursă
caldă căreia îi cedează căldura (de regulă mediul ambiant).
Conform principiului al II-lea al termodinamicii, funcţionarea unei astfel de maşini se
poate face doar prin consum de energie, sau altfel spus, căldura preluată în timpul răcirii nu
trece de la sine de la un corp cu temperatură joasa la un corp cu temperatură mai mare.
Maşina frigorifică este deci un exemplu de maşină termică generatoare. Exceptând
răcirea termoelectrică şi termomagnetică, toate celelalte funcţionează în circuit închis, format
din aparate şi instalaţii ce vehiculează şi transformă starea agentului termodinamic de lucru
(agentul frigorific), gaz sau vapori,acesta fiind obligat să parcurgă un şir de maşini şi utilaje
termice, preluând încontinuu căldura de la spaţiul răcit şi evacuând-o mediului ambiant.
Preluarea căldurii de la spaţiul răcit se poate face numai dacă temperatura agentului
frigorific la intrarea în spaţiul răcit este mai mică decât temperatura spaţiului răcit, iar cedarea
căldurii către mediul ambiant se poate realiza dacă temperatura agentului frigorific este mai
mare decât temperatura mediului ambiant. Tocmai acesta este deci rolul dublu al ansamblului
de aparate şi instalaţii din componenţa unei maşini frigorifice:
1) de a ridica temperatura agentului frigorific după ieşirea din spaţiul răcit la o
temperatură superioară temperaturii mediului răcitor (mediului ambiant), ceea ce se
realizează prin consum de energie mecanică sau termică, trecerea acestei energii în energie
internă şi cedarea ei către mediul răcitor.
2) de a readuce agentul, după părăsirea contactului cu mediul răcitor, la o
temperatură inferioară aceleia din spaţiul răcit.
Maşina frigorifică cedează mediului răcitor, pe lângă energia extrasă din spaţiul răcit,
Q0, şi energia echivalentă lucrului mecanic consumat pentru a putea aduce agentul frigorific
în posibilitatea schimbului de căldura către mediul răcitor.
I Qk I=Q0+ I L I
Fig.1.5 Schema de principiu a unei maşini frigorifice
Maşina frigorifică cu compresie mecanică funcţionează cu gaz sau cu vapori. Maşinile
frigorifice cu gaz sunt mai rar întâlnite în instalaţiile frigorifice industriale, domeniul lor fiind
cel al climatizării şi al frigului adânc.
Maşinile frigorifice cu vapori acoperă un domeniu larg de temperaturi. Sunt ieftine,
relativ simple şi uşor de întreţinut, cu eficiente ridicate. Extragerea căldurii are loc prin
vaporizarea agentului frigorific, iar cedarea ei prin condensare.
Deoarece atât condensarea cât şi vaporizarea au loc cu coeficienţi de schimb de
căldura cu valori ridicate aceasta înseamnă, din punct de vedere constructiv, suprafeţe de
schimb de căldura mici. Pe de alta parte, căldurile latente corespunzătoare, de vaporizare şi de
condensare, fiind de valori ridicate, conduc la cantităţi mici de agent în circulaţie, prin
instalaţia frigorifică.
Deoarece temperatura din spaţiul răcit, T0, este mai mică decât temperatura din mediul
răcitor, Tk, rezultă evident că şi presiunea din ramura condensatorului pk va trebui să fie
superioară presiunii din ramura vaporizatorului, p0. Trecerea agentului frigorific din ramura de
presiune joasă, p0, în ramura de presiune înaltă, pk, este posibila numai prin comprimare, iar
trecerea inversă, după cedarea căldurii Qk, prin destindere. Funcţionarea dublă a unei maşini
frigorifice se realizează astfel:
1) prin comprimare
2) prin destindere
Aceasta este valabil atât pentru maşinile frigorifice cu vapori cât si pentru cele cu gaze (cu
aer).
În cazul maşinii frigorifice cu aer, destinderea se poate realiza într-un detentor, care fiind
cuplat cu compresorul, permite recuperarea unei părţi din lucrul mecanic consumat în
compresor. La maşinile frigorifice cu vapori singura posibilitate de destindere este
strangularea într-un ventil ce are şi rol de reglare a cantităţii de agent circulat.
1.4 CLASIFICAREA MASINILOR FRIGORIFICE
În funcţie de agentul frigorific:
I) maşini frigorifice cu agent frigorific
A) fără schimbarea stării de agregare
cu compresie mecanică (cu aer)
B) cu schimbarea stării de agregare
cu compresie mecanică (cu compresor)
cu compresie termică
- cu compresor cu jet (cu ejector)
- cu compresor termochimic (absorbtie)
II maşini frigorifice fără agent frigorific
A) cu răcire termoelectrică (efectul Peltier)
B) cu răcire termomagnetică (efectul Ettinghaus)
după puterea instalaţiei frigorifice:
- în jur de 1 kW: instalaţii mici, casnice
- de la 1 kW la 15 kW: instalaţii în domeniul comercial
- peste 15 kW până la mii de kW: domeniul industrial.
după nivelul de temperaturi:
- temperaturi mai mari de 40°C: pompe de căldură
- temperaturi de aproximativ 5°C: domeniul climatizării.
- temperaturi de la 0°C la -200°C: domeniul frigului industrial.
Aici intră şi domeniul alimentar (de la 0°C la -30°C). În acest domeniu procesele
întâlnite sunt cele ale lichefierii aerului şi a separării diverselor componente din acesta şi în
domeniul industriei chimice.
- domeniul frigului adânc, în care se lucrează cu H2, He, Ne în stare lichidă. În acest
domeniu s-au atins temperaturi scăzute, mai mici de 10-6K.
4. CALCULUL CAPACITĂŢII FRIGORIFICE
În calcul trebuiesc luate în considerare toate cantităţile de căldură evacuate din instalaţiile frigorifice în 24 ore. Aceste cantităţi de căldură sunt de opt tipuri şi sunt stabilite pentru condiţiile cele mai grele de exploatare. Schimbul de căldură se consideră ca fiind staţionar.
4.1. SARCINA DE RĂCIRE DATORATĂ INFILTRĂRII DE CĂLDURĂ DIN EXTERIOR, Q1
Q1 =
n
i 10,024 ki Ai (ts – tu) [kWh/zi] (4.1)
unde: n = numărul pereţilor camerei frigorifice. Ai [m2] = suprafaţa construită neizolată a peretelui Ki [W/m2K] = coeficientul de transfer termic total al peretelui i ts [°C] = temperatura aerului exterior camerei frigorifice tu [°C] = temperatura aerului interior camerei frigorifice; Dacă un perete desparte camera frigorifică de o altă încăpere, atunci diferenţa de
temperatură se micşorează cu 40%. ts-tu
= 0,6 (tsp
– tu) (4.2) De obicei pentru acel perete se consideră o densitate de q=11 W/m2 a fluxului de
căldură. tsp = temperatura aerului exterior (vezi 3.3)
4.2. SARCINA DE RĂCIRE DATORATĂ RĂCIRII ŞI CONGELĂRII PRODUSELOR, Q2
Căldura degajată de produsul alimentar este cea mai importantă în calculul sarcinii de
răcire totale. Căldura degajată de produsul alimentar include următorii factori: - căldura sensibilă datorată diferenţei de temperatură dintre temperatura produsului şi
cea a camerei; - căldura latentă de îngheţ la congelarea produsului;
- căldura de respiraţie datorată reacţiilor chimice din produs pe perioada răcirii şi depozitării.
Un produs răcit de la temperatura sa iniţială de introducere în cameră, necesită scoaterea unei călduri sensibile, adică a unei călduri care poate fi măsurată cu ajutorul instrumentelor.
Când produsul este răcit sub 0°C trebuie scoasă din el căldura latentă de fuziune, adică, căldura necesară schimbului de fază a unei substanţe, schimbare ce are loc la temperatură constantă. De exemplu, 1441054,35 jouli trebuiesc scoşi din 454g apă cu temperatura de 0°C pentru a face 454g gheaţă cu temperatura de 0°C.
Această căldură se calculează la toate produsele alimentare care se congelează. Căldura latentă de îngheţ a oricărui produs este considerată ca fiind căldura de îngheţ a apei din produs.
Răcirea şi congelarea produselor poate fi făcută în tunele de răcire şi congelare sau în camere frigorifice în care produsele pot fi şi depozitate. Dacă spaţiul de răcire este şi spaţiu de depozitare atunci suprafaţa ocupată de către produsele în curs de răcire nu trebuie să fie mai mare de 5 - 10 % din suprafaţa prevăzută pentru răcire şi depozitare. Această condiţie este impusă de păstrarea temperaturii şi umidităţii aerului din camera frigorifică. Pentru calculul acestei călduri trebuie cunoscută cantitatea maximă de produse care poate ocupa camera frigorifică. Această cantitate are o densitate volumică mai mare la camerele sau tunelele de congelare rapidă decât la camerele de răcire şi depozitare pe termen lung. În camerele de răcire cu circulaţie forţată a aerului, produsele trebuie dispuse transversal pe direcţia curentului de aer, altfel apare un câmp de temperatură neuniform.
Suprafaţa utilă a pardoselii camerei frigorifice se calculează ţinând cont de: - distanţa de la perete la produsele depozitate (0,3m) - distanţa de la panourile de răcire la produsele depozitate (0,4m) - distanţa de la canalul de distribuţie a aerului la produsele depozitate (0,3m) - căile de acces între produse: - cu stivuitor (2,2m) - fără stivuitor (1,2m) - calea pentru supravegherea răcirii produselor (0,5... 0,6m) Numărul de căi depinde de mărimea camerei frigorifice şi de tipul produselor care se
răcesc. Căile de trecere sunt de 1,2...2,2m la camere cu lăţime sub 10m, iar pentru lăţimi mai mari se prevăd căi longitudinale de acces din 10 în 10 metri.
La distanţe de 8...10m pe lungimea camerei se prevede o cale transversală de 1,2m. Suprafaţa utilă a pardoselii se determină cu relaţia: Ak=Ag- PA [m2] (4.3)
unde:
Ag - suprafaţa construită PA - suprafaţa distanţelor şi căilor mai sus menţionate
O relaţie de calcul practică este: Ak= A Ag [m2] (4.4)
unde: A este coeficientul de utilizare a pardoselii camerei de răcire şi depozitare
TABELUL 4.1
SUPRAFAŢA CONSTRUITĂ
Ag[m2] COEFICIENTUL b A
până la 20 0,60
20....30 0,60....0,65
30....50 0,65....0,75
50....300 0,75....0,85
peste 300 0,85
Sarcina pardoselii nu trebuie să depăşească 1000 kg/m3 la camerele frigorifice etajate construcţie veche, respectiv 1500...2000 kg/ m3 construcţie nouă.
Pentru camerele cu pardoseală pe pământ, sarcina depinde de rezistenţa betonului armat luând valori până la 4000 kg/ m3. Este indicat un calcul de rezistenţă statică pentru verificarea acestor sarcini.
Volumul util al camerei frigorifice este: Vk = βv Vg [m3] (4.5) unde: Vg [m3] - volumul construit al camerei izolate termic βv - coeficient de utilizare al volumului: βv = (0,75...0,90) A
pentru camere cu înălţimea 3...6 m βv = (0,85...0,95) A
pentru camere cu înălţimea peste 6 m
Pentru calculul volumului util la camere de răcire rapidă şi congelare în curent de aer (tunele frigorifice) se foloseşte relaţia:
Vk = 0,6 βv Vg
[m3] (4.6) deoarece mai apare volumul ventilatorului şi al vaporizatorului.
Capacitatea de depozitare a camerei frigorifice, M, în kg sau tone depinde de modul de depozitare al produselor.
M = A Ag mAk = Ak mAk [kg], [t] sau (4.7)
Pentru camere frigorifice în care produsele sunt agăţate în cârlige fixe sau mobile: M = L mk sau cu o formulă aproximativă (4.8) M = Ag mA (4.9)
unde: mAk, mA
[kg/ m3],
[t/ m3] - densitatea de depozitare raportată la suprafaţa utilă, respectiv la cea construită.
L [m] - lungimea suportului pe care sunt cârligele mL
[kg/m] [t/m] - densitatea liniară de depozitare pe suportul cârligelor. Suporţii cârligelor se dispun paralel la distanţe de 0,7...0,9 m.
Pentru camere frigorifice cu rafturi sau stelaje: M = Ak mAk
= gA A AKm [kg], [t] (4.10)
Dacă produsele se depozitează prin stivuire: M = Vk mVk
= βvVg mVk [kg], [t] (4.11) unde: mVk [kg/ m3],
[t/ m3] densitatea volumică raportată la volumul util Densităţile mA , mAk ,
mL şi mVk sunt date orientativ în tabelul 4.2. TABELUL 4.2
FELUL ALIMENTULUI
mL [kg//m]
mA [kg/m2]
mAk [kg/m3] OBSERVAŢII
Alimente pentru prelucrare termică şi depozitare Răcirea alimentelor
carcasă vită 280 250 350 carcasă porc 220 200 250 oaie şi miel 180 200 250
carne şi măruntaie în calup - 300 50-60
sarcina pe m2 de raft până la 10 rafturi
carne păsări domestice 250 230 300 peşte mic şi mijlociu calupi de grosime 90mm 30-60 peşte depus pe raft 30-40 peşte foarte mare 180 200 250 fructe şi legume 300 în tăvi şi stelaje
FELUL
ALIMENTULUI
mVk [kg/m3] OBS. FELUL
ALIMENTULUI mVk
[kg/m3] OBS.
DEPOZITARE ALIMENTE CONGELATE carne 350 carne viţel 300
carne vită tranşată 400 carne porc 450
carcasă vită 300 carne oaie 300 iepure 300 în lădiţe peşte 330 vase mici
carne măruntaie 600 în carton peşte 450 pasăre 350 în lădiţe peşte file 500 lădiţe peste 350 în lădiţe ouă 700 cutii de
carton peşte 350 în coşuri fructe şi legume 350
DEPOZITARE ALIMENTE RĂCITE FRUCTE
ananas 270 lămâi 230 banane 410 zmeură 270 piersici 290 portocale 230
gutui 300 agrişe 230 struguri 230 smochine 290
grapefruit 250 prune 270 mere 300 cireşe 270
căpşuni 270 vişine 270 caise 300 pere 290 mure 270 pepene 230
LEGUME rădăcinoase 290 varză 140 fasole verde 150 conopidă 140
ţelină 230 ceapă 230 mazăre 270 fasole 290
castraveţi 290 orez 290 cartofi 130 roşii 300 ridichi 270 morcovi 230
sfeclă de zahăr 270 LAPTE ŞI PRODUSE LACTATE
unt (margarină) 440 pachet brânză 440 pachet unt (margarină) 540 vase mici brânză 500 lăzi de lemn unt (margarină) 650 lădiţe brânză 460 butoaie
smântână 290 pachet îngheţată 120 în cutii lapte 300 în sticle ouă 320 în lădiţe lapte 350 în bidoane ouă 270 în carton
lapte praf 290 MEZELURI; BĂUTURI; DIVERSE
făină 230 untură 650 în lăzi untură 440 pachete untură 540 în lădiţe
vin 290 bere 200 în sticle 0,5l drojdie 270 slănină 240 cârnaţ 400 şuncă 250
conserve 600 produse uscate 140
Fluxul capacităţii camerei frigorifice, indică cantitatea de produse ce se pot prelucra termic în 24 de ore:
M’ = MMT0
24
[kg/zi] [t/zi] (4.12)
unde: 0 [h] - timpul necesar prelucrării termice
m [h] - timpul afectat intrării, repartizării şi ieşirii produselor
Valori orientative sunt date în tabelul 4.3
TABELUL 4.3
Aceste date se referă la prelucrarea termică în tunele cu funcţionare în şarje sau continuă
şi în următoarele condiţii ale aerului: - la răcire t=0°C w=0,5...2 m/s
TIMPUL NECESAR PRELUCRĂRII TERMICE tt0
Nr. Crt. Felul produsului
Timpul necesar
[h] Observaţii
răcirii (0°C)
congelării (-18°C)
în c
utii
desc
hise
1 carcasă de vită tranşată 24-30 16-20 2 carne de porc 24-30 12-13 3 oaie 20-24 7-8 4 carne în bucăţi de 150mm 24-30 16-18 5 păsări domestice 12-14 2,5-4,5
6 peşte în calup
de grosime
40-50mm 6-8 2-3 50-70mm
6-8 3-4
70-100mm 8-10 4-5 7 peşte mijlociu de 60-70 mm 8-10 2,5-3 8 peşte mare 8-12 4-4,5 9 fructe 5-10 3-4 în tăvi pe
stelaje 10 legume 5-10 3-4
- la congelare t=-35°C w=2...3 m/s În utilaje speciale de congelare rapidă (tunel continuu, utilaje cu placi, contact direct cu
agentul frigorific) timpul de prelucrare termică este mai mic. În tabelul 4.4 este dat timpul necesar pentru umplerea şi evacuarea tunelelor în şarje şi
pentru dezgheţarea şi curăţirea vaporizatorului.
TABELUL 4.4
CAPACITATEA TUNELULUI TIMPUL tm [t/zi] [h] 15 2,5 20 3,5 30 5 50 7 75 8
Căldura evacuată pentru răcirea produselor se poate determină cu relaţia:
Q2= i
2i1aiuaipiupi ttcMcM3600
1 [kwh/zi] (4.13)
unde: Mupi [kg/zi] - cantitatea de produse de acelaşi fel şi aceeaşi stare iniţială introduse în
camera frigorifică cpi [kJ/kgK] - capacitatea termică masică a produselor necongelate(tabelul 4.5) Muai [kg/zi] - cantitatea de ambalaj corespunzător produselor. cai [kJ/kgK] - capacitatea termică masică a ambalajului t1i [°C] - temperatura produselor i la intrarea în camera frigorifică t2 [°C] - temperatura produselor la ieşire Pentru camere de depozitare se adopta t2 egală cu temperatura aerului din cameră, iar la
tunelurile de congelare rapidă se adopta -18°C. Însumarea are loc pentru fiecare produs cu o aceeaşi stare iniţială. Greutatea ambalajelor se exprimă orientativ în procente din greutatea produselor:
10% pentru cutii din carton 15...20% pentru vase, lădiţe, lăzi din lemn 80..100% pentru ambalaje din sticlă de volum mic 70...90% pentru ambalaje din sticlă de volum mare Căldura evacuată pentru congelarea produselor:
Q2= i
2i1aiuaii
2ii0iiii1piupi ttcM3600
1t'tc335'ttcM3600
1 [kwh/zi
(4.14) unde: cpi [kJ/kgK] - capacitatea termică masică a produselor până la punctul de îngheţ al apei
sau a sucurilor din produs ti
′ [°C] - temperatura de început a congelării ("temperatura crioscopică") i [kg/kg] - cantitatea de apă din produs
i - ponderea gheţii în produsul răcit la temperatura t2 (kg gheaţă/kg apa) coi [kJ/kgK] - capacitatea termică masică a produsului după congelare
Caracteristicile fizice ale produselor alimentare sunt date în tabelul 4.5. TABELUL 4.5
Nr. crt.
Alimente Condiţii de depozitare recomandate Conţi-nut apă
%
Tempe- ratura crios- copică ti C
Capacitate termică masica
Caldu ra de
conge-lare
qc
kJ/kg
Temperatura t
C
Umiditate relativă a
%
Timp luni;sapt;zil
e]
Înainte de
conge-lare cp
kJ/kg
După conge-
lare cpo
kJ/kg
1. Fructe 1.1. Piersici 0 – 1 85 – 90 4 – 6 S 87 - 1,4 3,85 2,01 283 1.2. Vişine - 0,5 – 1 80 – 85 10 – 14 Z 83 - 2,2 3,64 1,93 278 1.3. Struguri - 0,5 - +2 80 - 85 3 – 6 L 79 – 82 - 4,0 3,85 2,18 264 1.4. Gutui - 0,5 – 0 80 – 85 2 – 3 L 85 - 2,2 1.5. Mere - 1 - +3 90 – 95 3 – 10 L 83 - 2,0 3,85 1,76 281 1.6. Căpşuni - 1 - +1 90 7 -10 Z 90 - 1,2 3,85 1,97 300 1.7. Pere - 1 - +2 90 – 95 1 – 8 L 83 - 3,0 3,85 1,76 281 1.8. Mure - 0,5 – 0 80 – 85 7 – 10 Z 84 – 88 - 1,7 3,73 1,93 291 1.9. Pepeni 0 - +4 80 – 85 2 – 6 S 89 - 1,7 3,85 1,97 285 1.10. Zmeură - 1 - +1 85 – 90 1 -2 S 83 - 0,9 3,60 1,88 285 1.11. Nuci 0 - +10 65 – 75 8 -12 L 3 – 6 - 7,0 1.12. Portocale +1 - +3 85 – 90 8 – 10 S 84 - 2,2 3,85 1,84 281 1.13. Agrişe 0 - +1 90 1 – 1 s 85 - 1,1 3,65 1,88 281 1.14 Cireşe 0 - +1 85 – 90 1 -3 S 83 -4,5 3,64 1,93 276 1.15. Prune 0 - +1 80 – 90 3 -5 S 78 - 1,5 3,48 1,76 260
2. Legume 2.1. Fasole verde 0 - +4 85 -90 2 -4 S 89 - 1,3 3,85 1,97 297 2.2. Castraveţi 0 - +4 85 1 -2 S 96 - 0,8 4,06 2,05 318 2.3. Cartofi +6 - +18 85 – 90 6 L 74 – 78 - 1,7 3,22 1,67 247 2.4. Varză 0 90 – 95 3 – 4 L 91 - 0,5 3,89 1,97 306 2.5. Ceapă 0 70 – 75 6 -8 L 74 - 3,6 3,31 1,76 247 2.6. Ardei 0 80 – 85 1 -3 S 92 - 1,1 3,94 1,971 306 3.7. Ciuperci 0 - +2 80 - 85 2 -3 Z 91 - 1,0 3,89 1,97 301 2.8. Roşii +4 - +10 85 -90 7 -10 Z 94 - 0,9 3,98 2,01 310 2.9. Salată verde 0 90 -95 2 -3 S 95 0,4 4,02 2,01 318 2.10. Legume
congelate -23 - -18 90 -95 6 -12 L
3. Păsări domestice
3.1. Păsări 0 85 -90 1 S 74 - 1,7 3,35 1,80 247 3.2. Păsări congelate -30 - -10 85 -90 3 – 12 L 4. Vânat
4.1. Iepure 0 - +1 90 -95 1 -5 Z 60 -1,7 3,35 1,67 200
4.2. Iepure congelat -23 - -18 90 – 95 6 L 5. Peşte
5.1. Peşte proaspăt 0 -4,5 90 -95 5 -20 Z 73 - 1,2 3,43 1,80 243 5.2. Peşte congelat -23 - -12 90 -95 8 -10 L 5.3. Scoici 0 90 2 L 80 - 2,2 3,52 1,84 268 5.4. Icre -4 - -1 85 -90 3 -6 L 50 – 60 2,93 1,30 209 6. Ouă
6.1. Ouă proaspete - 0,5 - +0,5 75 -85 8 – 10 L 70 - 0,5 3,18 1,67 226 6.2. Melanj ouă -30 - -18 85 -90 6 -12 L 7. Lactate
7.1. Lapte 0 - +2 88 7.2. Smântână 0 - +2 80 1 S 60-70 - 2 -10 3,20 1,51 195 7.3. Brânză 0 - +2 80 – 85 2 – 6 L 53 2,2 – 10 2,85 1,67 176 8. Grăsimi
8.1. Untură +2 - +4 75 – 80 3 L 0,7 2,51 1,67 147 8.2. Slănina - 10 - - 8 80 – 85 4 L 2,30 1,30 71 8.3. Măsline - 10 75 – 80 3 – 4 L 18 2,93 1,47 126 9. Carne
9.1. Carne vită proaspătă
0 - +1 88 – 92 1 – 4 L 62 – 70 - 1,7 – 2,2
9.2. Carne vită congelată Carne vită grasă Carne vită slabă Carne vită uscată
- 23 90 – 95 9 – 12 L
51 72 15
2,51 3,22 1,42
1,47 1,72 1,00
172 243 51
9..3. Carne oaie Carne oaie grasă Carne oaie slabă
0 - +1
85 – 90 5 -12 Z 60 -70 50 67
-1,7 -2,2 2,51 3,06
1,47 1,67
167 222
9.4. Carne oaie congelată
- 23 - -18 90 – 95 4 – 8 L
9.5. Carne porc proaspătă Carne porc grasă Carne porc slabă
0 - +1 85 – 90 3 -7 Z 35 – 42
39 46
2,14 2,51
1,34 1,55
131 155
9.6. Carne porc congelată
- 23 - -18 90 – 95 4 – 8 L
9.7. Şuncă proaspătă 0 - +1 85 - 90 10 Z 47 – 54 -1,7-2,2 2,51 1,47 167 9.8. Şuncă afumată +1 - +5 75 – 80 6 L 20 2,30 1,88 67 9.9. Măruntaie
congelate -18- -15 85 – 90 6 L 65 3,06 1,67 218
10 Băuturi
10.1. Vin 0 - +10 3,77 10.2. Bere +1 - +7 90 89 – 91 3,77 1,88 11. Diverse
11.1. Făină +2 - +4 10 – 12 1,34 1,00 67 11.2. Măsline +7 - +10 85 – 90 4 -6 S 75 -2 3,35 1,76 251 11.3. Porumb
timpuriu -0,5 – 0 85 – 90 1 – 4 S 74 -0,8 3,31 1,76 247
11.4. Îngheţată 67 3,27 1,88 218 11.5. Sirop +1 80 6 S 36 - 2,2 2,68 11.6. Ciocolată +4,5 50 4 – 9 L 1,6 0,76 0,75
Capacităţile termice masice se pot calcula cu relaţiile: cpi = 4,19 i + ci’ (1 - i ) [KJ/kg] (4.15)
unde: ci’ = 1,34... 1,47 [KJ/kgK] - capacitatea termică masică a materiei "uscate" din produs. coi = 2,1 i i + ci” i (1 - i ) + (1 - i )ci’ [KJ/kgK]
ci" = 3,77...3,86 [KJ/kgK] - capacitatea termică masică a sucurilor necongelate
Ponderea gheţii în produsul congelat este dată în tabelul 4.6
TABELUL 4.6
Nr. Crt.
Felul alimentului
Punctul de
îngheţare [C]
Temperatura [ºC]
-2 -4 -6 -8 -10 -12 -14 -16 -18 -20 -22 -24
1 mere, pere,
prune, cartofi
-2,7 - 45 57 64 68 72 74 77 79 81 83 84
2 carne pasăre -1 57 76 82 84 86 87 88 89 90 91 91 92 3 peşte -1 68 82 86 88 91 92 93 93 94 94 95 96 4 ouă -1 79 87 90 92 93 94 94 94 95 95 95 95
Căldura Q2 se mai poate determina şi din diferenţa entalpiilor înainte şi după prelucrarea
termică a produselor alimentare:
Q2 = i
iaiuaiiiupi ttcMiiM 212136001 [kwh/zi] (4.16)
unde: i1i şi i2i [kJ/kg] sunt entalpiile produsului alimentar i la temperaturile respective (vezi 2
tabelul 3.16)
4.3. SARCINA DE RĂCIRE DATORATĂ AERISIRII SAU INFILTRĂRII AERULUI AMBIANT, Q3
La fiecare deschidere a uşilor camerei frigorifice o anumită cantitate de aer cald intră in
cameră. Această cantitate de aer este dificil de apreciat dar se estimează un anumit număr de schimburi de aer. Acest aer umed netratat (cald) aduce o sarcină de răcire suplimentară de care trebuie ţinut cont în sarcina totală. De obicei această sarcină este mai mare decât cea necesară răcirii spaţiului închis.
La răcirea aerului până la temperatura spaţiului răcit, umiditatea din aer condensează, ceea ce presupune o căldură sensibilă şi una latentă care trebuiesc evacuate de către echipamentul de răcire.
Necesarul de aer proaspăt este semnificativ pentru camere frigorifice la care temperatura tu este peste 0ºC , din cauza acţiunii biologice a produselor şi a oamenilor. Influenţa acestora este neglijabilă la temperaturi sub -10ºC, deci la acele camere nu este nevoie de o
cantitate mare de aer vehiculat. În funcţie de temperatura camerei frigorifice şi de felul produselor alimentare, schimbul de aer necesar ca raport între volumul de aer proaspăt şi volumul construit al camerei frigorifice este nv=1÷5.
Schimbul de aer se poate determina pe baza cantităţii de gaze degajată de unitatea de produs alimentar şi pe baza concentraţiei admisibile a gazelor în cameră. În ceea ce priveşte infiltrările de aer este de dorit să fie cât mai mici, deoarece acest aer este necondiţionat, umiditatea din el solicitând suplimentar instalaţia frigorifică.
În calculul căldurii Q3 se va lua în considerare valoarea cea mai mare dintre volumul vehiculat şi volumul de aer infiltrat în m3/zi.
Q3 = usugvusuv iiVniiV 3600
13600
1 [kwh/zi] (4.17)
sau
Q3 = usugiusui iiVniiV 3600
13600
1 [kwh/zi] (4.18)
în care: - ni = numărul schimburilor de aer prin infiltrări - u
= densitatea aerului la condiţiile din camera frigorifică
- is, iu [kJ/kg] = entalpiile specifice ale aerului ambiant respectiv aerului din camera frigorifică.
Volumul de aer proaspăt care trebuie introdus în camera frigorifică pentru limitarea concentraţiei de CO2 se determină din bilanţul CO2-ului :
VCO2 = rCO2 (Vv +VCO2) (4.19) unde: - VCO2 [m3/zi]= volumul de CO2 eliberat de produsele alimentare şi de oameni într-o zi,
în funcţie de presiunea pu şi temperatura tu a aerului din cameră. Deci:
VCO
COCO VV
Vr
2
2
2 (4.20)
Dacă se admite rCO2admis, necesarul de aer proaspăt pentru ventilaţie este:
Vv = Vco2
1
r1
admisCO2
(4.21)
Deoarece rCO2admis << 1 se poate considera Vv ≈ admisCO
CO
2
2
rV
(4.22)
Volumul VCO2 care se degajă în camera frigorifică într-o zi se poate determina cu relaţia:
VCO2 = u
uCOCO
TRM 2
2 (4.23)
unde: MCO2 [kg/zi] - masa de CO2 corespunzătoare volumului VCO2 MCO2 = [
iMi e'CO2 (tmi) i + e"CO2 n ] 10-3 [kg/zi] (4.24)
cu: Mi [t/zi] - masa produsului elementar i e'CO2 (tmi) - [g/th] masa de CO2 care se degajă dintr-o tonă din produsul i într-o oră la
temperatura medie tm; e'CO2 mai depinde şi de concentraţia de CO2 din aerul aflat în apropierea produsului .
i [h] - timpul în care produsul i se află la temperatura tm
e"CO2
[g/h] - masa de CO2 pe care o degajă un muncitor în timp de o oră în camera frigorifică (tabelul 4.9) .
n [h] - produsul dintre numărul de muncitori şi numărul de ore lucrate de echipa de n muncitori în camera frigorifică; de obicei volumul de aer necesar oamenilor se adoptă 20m3/h aer proaspăt pe om, şi atunci termenul (e"CO2 n ) în relaţia de calcul a lui MCO2. Temperatura tm [ºC] este temperatura medie a produsului alimentar în timpul prelucrării termice:
tm
= tu +
u2
u1
u2u1
tttt
ln
tttt
(4.25)
În cazul depozitarii tm= tu când i = 24h. Dacă produsul alimentar se şi răceşte în camera în care se depozitează, timpul de răcire poate să fie mai mic de 24h. Atunci se calculează separat degajarea CO2-ului la temperatura tm în timpul răcirii i =
0T <24h, iar pentru diferenţa
până la 24h degajarea de CO2 trebuie calculată ca şi în cazul depozitarii. Numărul de schimburi de aer pentru ventilaţie după calcularea lui MCO2, este:
nv = admisCOug
uCOCO
g
V
2
22
rVTRM
VV
[zi
-1] (4.26)
În tabelul 4.7 sunt date orientativ valori pentru e'CO2 la concentraţii ale CO2 din aerul din
cameră de la 0,5% la 1%.
TABELUL 4.7
CANTITĂŢI DE CO2 DEGAJATE DE PRODUSE e'CO2 (după Komarov) banane verzi 15...20 12 banane coapte 35...40 20 căpşuni 15...70 0...16 zmeură 20...80 2...16 cartofi 3...8 0...10 ceapă 3...10 0...10 sfeclă 1...2 4
TABELUL 4.8
CANTITATEA DE AER VENTILAT PENTRU rCO2 admis DE 0,5% Felul
alimentului Necesar aer în kg/h şi tona de alimente la temperatura
0 4 8 12 16 20 24 28 32 pere 0,05 2,6 5,3 8 11,5
piersici 1,2 2,8 4,6 6,4 8,3 10,2 12,3 struguri
masă 1,0 1,8 3 4,4 6,2 7,9 9,8 11,8 mere 0,9 1,5 2,7 4,2 6,2 8,3 10,7
banane verzi 1,4 2,8 5 7,4 10,3 grapefruit 0,65 1 1,8 2,75 3,8 4,9 6,1 7,4 8,1
cartofi 0,9 1,2 1,4 1,8 2,3 2,9 3,7 4,5 5,5 struguri 0,8 1,1 1,6 2,0 2,5 2,9 3,4 3,9 4,4
portocale 0,35 0,55 0,8 1,25 1,75 2,25 2,75 3,35 4,1 lămâi 0,4 0,7 0,85 1,2 1,5 22,5 3,15 3,75
TABELUL 4.9
CANTITATEA APROXIMATIVĂ DE CO2 CARE SE DEGAJĂ DIN OAMENI, ÎN FUNCŢIE DE INTENSITATEA MUNCII
Felul muncii (intensitate) e"CO2 [g/h] repaus 30
uşoară şi mijlocie 30...40 grea 40...70
De obicei se ia în calcul rCO2admis maxim 0,5% pentru a se putea lucra în acea cameră frigorifică. La depozitarea fructelor pe un termen mai lung, după umplere camera frigorifică se închide ermetic, menţinându-se o "atmosferă controlată" prin reducerea oxigenului şi bioxidului de carbon la 3%, iar restul este azot pur. Compoziţia reală a "atmosferei controlate" depinde de felul produsului, de timpul de depozitare şi de temperatură.
Volumul de aer infiltrat se calculează cu relaţia: Vi = ni Vg [m3] (4.27) Unde numărul de schimburi ale aerului ni se determină din tabelul 4.10 în funcţie de
volumul construit Vg , la o temperatură a aerului mai mare decât 0ºC pentru o perioadă de 24h.
TABELUL 4.10
Vg [m3] 5,66 4,48 11,3 14,5 17 28,3 42,5 56,6 84,8
ni 44 34,5 29,5 26 23 17,5 14 12 9,5 Vg
[m3] 113 41,5 169,5 226 283 566 709 1130 2830 ni 8,2 6,5 5,5 4,9 3,5 3 2,3 1,4
Pentru Vg
> 2830 se ia ni = 75/√Vg
Pentru tu = -18...-30ºC valoarea lui ni
se înmulţeşte cu 0,6 deoarece se consideră că uşile se deschid mai rar la camerele frigorifice cu aer de această temperatură.
Numărul de schimburi de aer ni pentru tunele de răcire şi congelare rapidă este egal cu numărul de şarje în 24 de ore.
4.4. SARCINA DE RĂCIRE DATORATA DEGRADĂRII BIOLOGICE A PRODUSELOR DEPOZITATE, Q4
Cantitatea de căldură datorată acestui proces este importantă la depozitarea produselor
vegetale la care degradarea biologică se desfăşoară şi după culegere şi prelucrare parţială. Degradarea biologică se poate asimila cu oxidarea glucozei (C6 H12 O6) în aer. C6 H12 O6
+6O2 = 6CO2 + 6H2 O + 2,818 106 [KJ] (4.28) Luând în considerare masele molare, se obţine:
mCO2 ≈ 310818,2264
≈ 0.0937 [kgCO2 / 1000kJ ] (4.29)
de unde căldura specifică degajată la oxidare, raportată la un kg CO2 va fi:
qd ≈ 264
10818,2 6 ≈ 10700 [kJ / kgCO2 ] (4.30)
Dacă în camera frigorifică sunt produse deja răcite şi depozitate la temperatura de depozitare şi produse în curs de prelucrare termică, atunci căldura evacuată şi
2COm se calculează
separat pentru fiecare grup separat. Pentru produsele în prelucrare termică se foloseşte căldura ce corespunde temperaturii tm, iar pentru celelalte căldura corespunzătoare lui tm = tu.
Sarcina de răcire Q4 va fi:
Q4 = i
iiM mid tq3600
1 [kWh/zi] (4.31)
unde: Mi
[t/zi] - masa produselor care degajă căldură de oxidare qd (tmi) [kJ/th] - căldura degajată de tona de produs pe oră, tabelul 4.11.
i [h/zi] - timpul de răcire sau depozitare
Tabelul 4.11
CĂLDURA qd ÎN FUNCŢIE DE TEMPERATURĂ FRUCTE ŞI LEGUME qd [KJ/th]
0ºC 2ºC 5ºC 10ºC 15ºC 20ºC piersici 45-70 60-80 90-145 230-330 315-475 505-665 struguri 17-35 42-60 60-85 85-130 130-175 180-280
mere 35-65 50-75 55-115 145-220 190-330 210-445 caise 55-60 70-75 120-200 225-305 305-560 490-715
portocale 20 25 35 75 125 190 cireşe 55-75 65-110 100-160 140-360 290-595 560-795
ceapă albă 79 115 165 225 460 550 fasole verde 205-255 280-295 375-435 585-740 950-1485 1420-2075
ciuperci 410-435 445-470 530-575 870-910 1690-1750 2160-2290 mazăre în teacă 315-375 410-515 560-680 715-960 1310-1660 2060-2320
cartofi 34-50 38-60 44-70 60-100 70-130 85-170 varză 50 85 60-105 80-150 130-190 210-290 385-435
morcovi cu frunze 185 210 225 300 545 1130 ardei 85-120 115-155 200-230 305-345 370-410 435-470 salată 115-140 120-155 150-185 225-365 390-680 910-1220 spanac 220-300 280-430 460-715 750-1125 1530-1880 2260-2575
4.5. SARCINA DE RĂCIRE DATORATĂ
CHICIURII DE PE VAPORIZATOARE, Q5 Temperatura de vaporizare a agentului frigorific fiind mai mică decât temperatura de
rouă a aerului din camera frigorifică, pe suprafaţa vaporizatorului apare chiciura.
Umiditatea din care se formează chiciura provine din uscarea produselor în timpul prelucrării termice sau al depozitarii, precum şi din aerul infiltrat în camera frigorifică. În calcul temperatura chiciurii se consideră egală cu temperatura suprafeţei vaporizatorului.
Căldura Q5 se poate calcula cu relaţia:
Q5
=
j0usugi0jj ixxVniiw
36001 [kWh/zi] (4.32)
unde: wj [kg/zi] = cantitatea de umiditate provenită din produsul alimentar tip j într-o zi. ij [kJ/kg] - entalpia specifică a umidităţii separate pe vaporizator, la temperatura t2
i0 [kJ/kg] - entalpia specifică a chiciurii la temperatura din vaporizator t0
ni Vg [m3/zi] - volumul de aer infiltrat; în cazul ventilării în loc de ni se foloseşte nv u[kg/m3] - densitatea aerului la temperatura tu
xs, xu
[kg/kg] - conţinutul de umiditate al aerului ce intră în cameră la temperatura tu. Intensitatea deshidratării, în procente din masa produselor este dată în tabelul 4.12.
Tabelul 4.12
PRELUCRARE TERMICĂ
% DESHIDRATARE OBSERVAŢII
răcirea cărnii 1-3% pe perioada răcirii la
+4ºC tv=-30ºC ww=3m/s
depozitare carne răcită 1% pe timp de 5 zile
tv=-1…1ºC fw=85…95% depozitare carne răcită 4-6% pe 2..3 săptămâni
congelare carne în cutii 0,30-0,34% cutii închise congelare carne atârnată pe perioada de congelare
carcasă porc 1,5% carne vită 1,7-2%
depozitare carne congelată pe timp de 3-6 luni carcasă porc 1-1,3%
carne vită 2,3-3,3% răcire carne pasăre şi
iepure 0,4-0,8% pe 7 zile congelare carne pasăre şi
iepure 0,7-1,4% în timpul congelării depozitare carne pasăre şi
iepure congelată 0,4-0,84% în aer liniştit o lună depozitare ouă 3,5% pe 4 săptămâni depozitare ouă 4,5% pe 8 săptămâni
răcire peşte 0,5-1% pe timpul răcirii
depozitare peşte răcit 0,5% pe 24 de ore congelare peşte 1,2-3% pe perioada congelării
depozitare peşte congelat 0,2-0,4% în aer liniştit pe o
săptămână răcire fructe şi legume 2% pe timpul răcirii
depozitare fructe şi legume răcite 0,5-1% pe o lună
congelare fructe şi legume 1-2% pe perioada congelării depozitare fructe şi legume
congelate 0,5-1% pe trei săptămâni
4.6. SARCINA FRIGORIFICĂ DATORATĂ ACTIVITĂŢII OAMENILOR, Q6
Această sarcină de răcire depinde de numărul de muncitori, de tipul de muncă, de
intensitatea muncii şi de temperatura aerului din camera frigorifică. Se admite că un lucrător transportă cu stivuitorul produse alimentare în cantitate de 1,5 tone/oră.
Dacă n este numărul de muncitori care lucrează simultan în camera frigorifică, iar τ este timpul de lucru, atunci:
Q6= n qr [kWh/zi] (4.33) unde: qr [kW]= intensitatea degajării căldurii dintr-un lucrător la o activitate de intensitate
medie, dată în tabelul 4.13 în funcţie de temperatura aerului din camera frigorifică.
TABELUL 4.13
qr [Kw] tu [ºC] qr [kW] tu [ºC] 0,212 10 0,351 -12,2 0,247 4,5 0,381 -17,8 0,278 -1,2 0,41 -23,3
0,308 -6,7 - -
4.7. SARCINA DE RĂCIRE DATORATĂ ILUMINATULUI, Q7 Căldura evacuată depinde de intensitatea iluminatului şi de durata totală a funcţionarii
instalaţiei de iluminat în 24 ore: Q7
= Nilu = ilu Ag nilu 24 [kWh/zi] (4.34)
în care: Nilu [kW] = puterea instalată totală a instalaţiei de iluminat [h] = timpul de funcţionare al instalaţiei pe zi ilu = coeficient de utilizare a instalaţiei de iluminat
nilu [kW/m2] = intensitate specifică raportată la 1m2 suprafaţa construită; De obicei, nilu = 0,01 kW/m2 şi ilu = 0,3 şi atunci:
Q7 = 0,072 Ag [kWh/zi] (4.35) Pentru iluminat cu corpuri incandescente se consideră puterea electrică a acestora, iar
pentru corpuri fluorescente se înmulţeşte cu 1,232 puterea acestora. Pentru răcitoare şi congelatoare se poate estima ca sarcină de răcire datorată
iluminatului de 10...16 W/ m2 de suprafaţă şi chiar dublul acestor valori pentru zonele de lucru. 4.8. SARCINA DE RĂCIRE DATORATA FUNCŢIONARII
VENTILATORULUI, Q8 Teoretic această sarcină nu se poate calcula decât după ce se cunoaşte caracteristica
răcitorului de aer şi a ventilatorului, ea fiind echivalentul caloric al lucrului mecanic consumat de electromotorul ventilatorului.
Căldura degajată de motoarele electrice variază în funcţie de mărimea motorului, puterea, eficienţa sa şi localizarea înăuntrul sau înafara spaţiului răcit.
Dacă putere este dată în CP, echivalentul caloric este 2545 Btu/h sau 745 W. Eficienţa motoarelor electrice variază de la 40%, la motoarele care antrenează
ventilatoare mici, până la 80% la motoarele integrate. Căldura degajată de către motorul electric depinde de orele de funcţionare şi de
randamentul acestuia. Astfel pentru motoarele amplasate în interiorul camerei frigorifice, puterea se împarte la eficienţa acestora si se obţine căldura degajată.
Pentru motoarele amplasate înafara spaţiului răcit şi care antrenează pompe de circulaţie, ventilatoare, etc. din spaţiul răcit, pierderile se disipează în exterior, iar în interior rămâne energia utilă a acestora sub formă de căldură.
Dacă motoarele sunt amplasate în cameră, iar pompele şi ventilatoarele antrenate sunt afară, pierderile motoarelor rămân sub formă de căldură în cameră, adică (1- eficienţa) din puterea motorului rămâne în cameră.
Practic căldura degajată de motoarele electrice se determină din următoarea relaţie:
Q8 = a
7
1iQi [kWh/zi] (4.36)
în care: a = coeficientul de propagare cu următoarele valori: a= 0 pentru camere cu aer liniştit şi ţevi în serpentină a= 0,1 pentru camere cu răcitor de aer a= 0,15 - 0,2 pentru camere cu răcire rapidă a= 0,2 - 0,25 pentru camere cu congelare rapidă În cazul în care în camera frigorifică sunt şi alte dispozitive cu acţionare mecanică,
atunci în Q8 se va tine cont şi de prezenţa acestora.
4.9 SARCINA DE RĂCIRE (PUTEREA FRIGORIFICĂ) A VAPORIZATORULUI
Sarcina de răcire a vaporizatorului adică a răcitorului din camera frigorifică se
determină cu relaţia:
Q0’=
8
1i Qi [kWh/zi] (4.37)
Sarcina de răcire a vaporizatorului se determină astfel încât să se acopere necesarul de răcire în perioada de răcire efectiv [h], (care este mai mică decât 24 ore datorită perioadelor de întreţinere: dezgheţare a chiciurii, curăţenie) şi în plus acoperirea suprasarcinilor, reparaţii, etc., astfel încât:
Q0v = efectiv
0Q
[kW] (4.38)
unde efectiv este: 12 - 24 ore/zi pentru frigidere casnice 14 - 16 ore/zi pentru frigidere comerciale 16 - 20 ore/zi pentru frigidere industriale Pentru tunelele cu funcţionare continuă sau în şarje, utilaje de răcire sau congelare, de
producere a gheţii trebuie luat în calcul timpul efectiv real de funcţionare dependent de sarcinile de producţie.
4.10 SARCINA DE RĂCIRE A COMPRESORULUI, Q0
Puterea frigorifică a compresorului Q0, se determină separat pentru fiecare regim în
funcţie de temperatura de vaporizare pe baza sarcinilor de răcire de la toate camerele cu vaporizatoarele lucrând la aceeaşi temperatura de vaporizare.
Dacă sunt mai multe camere frigorifice cuplate la un compresor, se va considera că sarcina de răcire maximă nu apare simultan. Factorul de simultaneitate η = 0,7...0,9 este în funcţie de numărul de camere frigorifice şi condiţiile de exploatare (pentru o cameră frigorifică η =1).
Rezultă sarcina de răcire (capacitatea frigorifică) a compresorului pentru temperatura de vaporizare respectivă:
Q0 = j
Q0vj [kW] (4.39)
4.11 SARCINA DE RĂCIRE A CONDENSATORULUI, Qk
Căldura evacuată de condensator este egală cu suma dintre sarcina de răcire şi energia
consumată pentru antrenare compresoarelor. De obicei în proiectare se admite că necesarul de răcire al condensatorului să fie suma sarcinilor de răcire ale compresoarelor Q0 şi puterea instalată a electromotoarelor Pem, pentru a avea o rezervă de putere frigorifică la regimurile tranzitorii, când temperaturile de vaporizare sunt mai mari decât cele proiectate:
Qk = (Q0 + Pem) [ kw ] (4.40)
3. IZOLAŢIA TERMICĂ A INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE
3.1. ALEGEREA MATERIALULUI
Alegerea materialului pentru izolarea termică a camerei frigorifice, conductelor,
armăturilor depinde de coeficientul de conductivitate termică λ [W/mK], de preţul unităţii de volum civ [lei/m3], de coeficientul de difuzie al vaporilor de apă, μ [kg/msPa], de caracteristicile mecanice de autoaprindere, de caracteristicile fizico-chimice şi de exploatare ale izolaţiei.
Este de preferat ca materialul izolant să aibă următoarele caracteristici: 1. transportul de căldură cât mai mic; 2. să nu permită trecerea aburului; 3. higroscopie redusă şi să absoarbă cât mai puţină umiditate prin capilaritate; 4. rezistentă mecanică ridicată; 5. tehnologie de fabricaţie simplă şi ieftină; 6. inert chimic neinflamabil rezistent la îmbătrânire; 7. fără miros caracteristic şi să nu absoarbă mirosuri străine; 8. inatacabil de către insecte, rozătoare, ciuperci, microorganisme; 9. să fie stabil la temperaturile existente; 10. să nu necesite întreţinere deosebită; 11. să fie relativ ieftin. Eficacitatea şi durabilitatea izolaţiei termice depinde în foarte mare măsură de modul de
aplicare a acesteia pe suprafaţă construită (de corectitudinea executării) şi mai puţin de alegerea materialului izolant.
Coeficientul de conductivitate termică nu trebuie să se modifice în timp, la modificarea umidităţii, structurii mecanice (tasare, crăpături) sau sub acţiunea microorganismelor.
La alegerea materialului izolant trebuiesc luate în considerare toate caracteristicile menţionate, în final alegându-se materialul care acoperă cât mai bine acele cerinţe.
Factorii determinanţi care influenţează asupra alegerii materialului izolant sunt: - sortimentele de materiale disponibile - preţul materialului izolant exprimat prin valoarea civ
- spaţiul disponibil pentru izolare care poate condiţiona alegerea unei izolări mai eficace dar mai scumpe.
3.2 GROSIMEA IZOLAŢIEI TERMICE
În regim staţionar, densitatea fluxului de căldură prin peretele izolat este:
i iz
iz
i
i
us
us
11tt
q (3.1)
unde ts, tu [°C] - temperatura aerului din exteriorul respectiv interiorul camerei frigorifice.
αs,αi [W/m2K] - coeficienţii de convecţie aer-perete δi,δiz [m] - grosimea anumitor straturi din perete, respectiv grosimea izolaţiei λi,iz [W/mK] - coeficientul de conductivitate termică al straturilor şi al izolaţiei Din ecuaţia (3.1) se obţine expresia pentru calculul grosimii izolaţiei termice scrisă
pentru pereţi plani neomogeni:
i ui
i
s
usiziz q
tt
11
(3.2)
unde singura necunoscută este densitatea fluxului de căldură q[W/m2]. Grosimea izolaţiei se calculează pentru densitatea optimă qopt a fluxului de căldură,
obţinută din cheltuielile totale minime privind izolaţia termică. Valori orientative pentru q opt sunt: qopt=9÷14 [w/m2] pentru tu= 0 ÷ -35°C, ts= +25 ÷ +35°C, în funcţie şi de mărimea
obiectivului şi tipul alimentelor qopt=11÷16[W/m2] pentru tu= -20 ÷ -50°C şi ts= +25 ÷ +35°C qopt=18÷20 [W/m2] pentru instalaţii frigorifice de transport şi camere frigorifice mici,
având temperaturile tu= +20 ÷ 50°C şi ts= +25 ÷ +35°C. qopt<23 [W/m2] pentru camere frigorifice foarte mici cu tu= -100°C şi ts= +25 ÷ +35°C. În general qopt creste cu scăderea temperaturii din compartiment şi scade cu scăderea
calităţii alimentelor în urma congelării şi uscării. Prin creşterea produsului λizciv creste semnificativ qopt, iar prin mărirea
compartimentului qopt scade. În cazul materialelor izolante: poliuretan, plută sau stiropor, cel mai frecvent se adoptă valoarea qopt=11[W/m2} şi pe baza acesteia se dimensionează izolaţia.
3.3. DIFERENŢELE DE TEMPERATURĂ
Diferenţele de temperatură aer exterior - camera frigorifică, camera frigorifică - aer interior ale camerei frigorifice se stabilesc, în calculele practice prin alegerea temperaturii ts, a mediului din exteriorul camerei frigorifice.
Stabilirea lui ts tine cont de: - radiaţia directă a razelor solare asupra pereţilor exteriori şi asupra tavanului
(acoperişului) - influenţa podurilor de căldură din construcţia instalaţiei frigorifice - eventualele modificări de temperatură în compartimentele vecine Astfel: - pentru pereţii exteriori orientaţi spre est şi nord se poate lua ts = tsp, unde tsp este
temperatura exterioară de proiect a cărei valoare poate fi calculată astfel: tsp=0,4 tsm
+ 0,6 tmm [°C] cu: tsm [°C] - temperatura medie lunară a celei mai călduroase luni pe o perioadă de 10
ani. tmm [°C] - valoarea medie a temperaturii minime a celei mai călduroase luni pe o
perioadă de 10 ani. -pentru pereţii exteriori orientaţi spre sud şi vest, din cauza radiaţiei solare mai intense ts
= tsp
+ 6 °C - pentru plafon sub acoperiş drept (planşeu): ts= tsp
+ 15°C - pentru plafon sub acoperiş cu tavan (şarpantă): ts= tsp
+10°C - pentru pardoseală pe pământ: ts= +10 ÷ +15°C Valorile mai mici se folosesc în calcul pentru compartimente mari, grupate şi cu
temperaturi scăzute. La compartimentele cu temperaturi ale aerului sub 0°C construite direct pe pământ, trebuie să se asigure încălzirea pardoselii sub izolaţie pentru a evita îngheţarea pământului.
Pereţii interiori înspre compartimentele răcite trebuiesc izolate pentru neutralizarea "podurilor de căldură" dinspre zidurile exterioare, pardoseală şi tavan, dar şi pentru a se asigura funcţionarea corectă a compartimentului respectiv, dacă un compartiment vecin nu este exploatat.
Temperatura în încăperile nerăcite se consideră astfel:
ts=0,75 tsp
- dacă încăperea nu are uşi şi ferestre interioare
ts=0,9 tsp
- dacă încăperea nu are uşi şi ferestre exterioare
ts= tsp - pentru determinarea izolaţiei dinspre sala de maşini.
3.4. STRUCTURI DE PEREŢI
Fig. 3.2 Zid exterior
1- mortar de var (2cm) 1 = 0.87 W/m 2- zid din cărămidă (38cm) 2 = 0.87 W/mK 3- mortar de ciment (2cm) 3 = 1.28 W/mK 4- bitum (bariera pentru abur) (0.5cm) 4 = 0.87 W/mK 5- strat de izolaţie termică iz = 0.035 W/mK 6- plasa Rabitz 6 = 0 W/mK 7- mortar de ciment (2cm) 7 = 1.28 W/mK
În tabelul 3.2 sunt date valorile orientative pentru coeficientul de convecţie pereţi-mediu ambiant.
TABELUL 3.2
TIPUL SUPRAFETEI COEFICIENT CONVECTIE CONVECŢIE FORŢATĂ [W/m2K]
suprafaţa exterioară a pereţilor şi a platformei neprotejate de vânt 30
suprafaţa exterioară a pereţilor şi a platformei protejate de vânt 20 toate suprafeţele interioare 20
CONVECŢIE NATURALĂ [W/m2K] suprafeţe interioare 8 plafon ( flux ascendent ) 8 plafon ( flux descendent ) 6 podea ( flux ascendent ) 7 podea ( flux descendent ) 6
3.8 MATERIALE IZOLANTE
1) Poliuretanul se obţine prin expandarea smoalelor poliuretanice în prezenţa unor
catalizatori. Reacţia este exotermă cu degajare puternică de CO2 care face ca masa respectivă să devină spumoasă. Prin tehnologii avansate se pot obţine poliuretani (spume) care să aibă porii umpluţi cu freon. Prin reglarea raportului dintre anumiţi catalizatori se pot obţine spume poliuretanice solide sau semisolide cu structură poroasă dorită.
Spumele solide au proprietăţi mecanice şi termice superioare. Acestea au densităţi între 30÷100 kg/m3 şi coeficient de conductivitate termică λ = 0,035 - 0,04 W/mK. Spumele poliuretanice aderă bine la tablele degresate, cărămizi, hârtie etc., făcând posibilă realizarea unor sandviciuri montabile. Caracteristicile mecanice bune le-au impus în utilizarea în cadrul construcţiilor transportabile a frigiderelor casnice şi comerciale, vitrinelor etc. Poliuretanul conţine un număr foarte mare de pori închişi care au o rezistentă mare la difuzia vaporilor de apă. Pe lângă aceasta există posibilitatea de aplicare a unui strat compact (neexpandat) de poliuretan, eliminându-se folosirea unor hidroizolatii speciale. Izolarea cu poliuretan are dezavantajul unui grad mare de aprindere la montaj şi exploatare.
2) Stiroporul este denumirea comercială a izolaţiei pe bază de polistirol şi polivinilinclorhid, care în stare dizolvată şi în prezenţa catalizatorului se saturează cu aer sau alt gaz încălzit (CO2 sau H2), formându-se spuma. Tehnologia de obţinere a stiroporului este foarte variată. Stiroporul se umezeşte nesemnificativ, are bune proprietăţi mecanice, nu este atacat de rozătoare, insecte, microorganisme şi din punct de vedere chimic are rezistenţa la acizi, baze, alcooli şi apă (dulce sau de mare). Are densitate de 20÷100 kg/m3 şi coeficient de conductivitate λ=0,035 w/mK. Stiroporul nu rezistă la cetonă, benzină, eter şi uleiuri minerale. Rezistă până la o temperatura de 700°C, când se topeşte fără să se aprindă. Se execută sub formă de placi standardizate, suprafeţe cilindrice şi alte diverse geometrii pentru izolarea armaturilor. Acestea se pot lipi între ele şi pe pereţi cu bitum, iar pe suprafeţele metalice cu un lipici sintetic special. Gama de utilizări este aceeaşi ca şi a poliuretanului, tinzându-se spre înlocuirea lui cu spumele poliuretanice solide. 3) Pluta expandată se obţine prin prelucrarea scoarţei lemnului de plută. Granulele de scoarţa se presează la temperaturi înalte de 300÷400°C în lipsa aerului realizându-se astfel distilarea uscată a granulelor. Pe parcursul acestui proces, din granule se separă materii lipicioase
de natură smoloasă, care prin evaporare lasă în urma lor un număr mare de pori şi lipesc în acelaşi timp granulele între ele. Pluta este slab higroscopică, rezistentă la ciperci, microoragnisme, are densitatea de 135÷175 kg/m3 şi coeficientul de conductivitate termică λ=(0,025÷0,030) w/mK la temperatura de 0°C. În calculele practice se va considera λ=0,046÷0,050W/mK. Pluta expandată se execută sub formă de placi dreptunghiulare de 1000 x 500 mm şi grosime 4÷12cm care se lipesc pe pereţi, prin suprapunerea a doua straturi cu bitum. "Bariera de abur" se realizează în două straturi: emulsie de bitum şi bitum cald. Golurile dintre placi se vor umple cu chit de plută (făină de plută amestecată cu bitum). Plăcile se leagă cu sârmă zincată de cârlige speciale. Peste plăci se aplică mortar de ciment pe plasa rabitz. Pentru izolarea ţevilor acestea se curată, se ung cu asfalt lichid, se montează pluta (semicilindrii şi segmenţi de plută impregnată în clorhidrati), după care se aplică un strat de ghips şi se vopseşte. 4) Vata de sticlă este un material izolant realizat din fire subţiri, afinate. Se livrează sub formă de paturi sau placi impregnate cu liant (fenol-formaldehidă). Vata de sticlă nu este atacată de rozătoare şi insecte. Are densitatea 140 kg/m3 şi coeficientul de conducţie λ=0,046 W/mK. Rezistenţa la difuzia vaporilor de apă este nesemnificativă, motiv pentru care se solicită o "barieră de abur" eficace. Din cauza tasării la vibraţii nu se foloseşte în instalaţii frigorifice din transport. 5) Alfolul este o termoizolaţie ecranată din folii subţiri din aluminiu de 0,008÷0,05 mm distanţate cu distanţiere din azbest la 8÷10 mm. Are densitate aparentă 40÷45 kg/m3 şi coeficientul de conducţie λ= 0,041÷0,045 w/mK. Alfolul este etanş, impermeabil, stabil, neinflamabil, folosit la echiparea utilajelor din transport. Este dezavantajos economic din cauza preţului ridicat. 6) Alte materiale termoizolante: sticla spumoasă, beton spumant, placi de turbă, toate se folosesc în cazul în care utilizarea este justificată economic.
2. AGENŢII DE LUCRU AI MAŞINILOR FRIGORIFICE
2.1. AGENŢI FRIGORIFICI
Agentul frigorific este o substanţa care îndeplineşte condiţia, ca la presiuni bine
precizate, să se vaporizeze la o temperatură scăzută şi să se condenseze la temperatura
mediului ambiant.
Istoria agenţilor frigorifici începe în 1834 când americanul Iakob Perkins
construieşte o maşina frigorifică cu compresie mecanică de vapori de eter. Utilizarea acestei
maşini a fost rapid limitată din cauza inflamabilităţii a eterului.
Adevărata lansare a instalaţiilor frigorifice are loc în 1876 când Carl von Linde
utilizează amoniacul ca agent frigorific.
În 1880 începe utilizarea anhidridei carbonice în instalaţiile frigorifice navale, iar din
1920 se dezvoltă frigul casnic şi comercial prin utilizarea anhidridei sulfurice şi a clorurii de
metil (CH3Cl).
Începând cu 1930 apar hidrocarburile fluorurate si clorurate în întregime substituite.
Agenţii frigorifici actuali permit obţinerea unor temperaturi de la +20C la -120C,
evident nu de către un singur agent,fiecare agent fiind utilizat pe un anumit domeniu de
temperaturi. Alegerea agentului frigorific cel mai indicat pentru o anumită aplicaţie cade în
sarcina proiectantului şi constructorului instalaţiei frigorifice. În ceea ce priveşte
frigotehnistul, acesta este obligat să ştie cu ce agent frigorific este încărcată instalaţia pentru
ca în cazul completării cu agent să nu amestece în nici un caz agenţi frigorifici diferiţi.
Scopul pentru care este utilizată maşina frigorifică impune temperatura de vaporizare
şi condensare, puterea de răcire, precum şi condiţiile de siguranţă. Daca din dorinţa
utilizatorului sau din considerente economice se introduc în instalaţia frigorifică anumite
elemente (compresor, condensator, vaporizator, elemente de reglare-comutare, etc.) acestea
pot influenţa foarte mult alegerea agentului frigorific. Pe lângă agentul frigorific clasic,
(amoniac) se folosesc în mare măsură compuşii fluoruraţi sau cloruraţi ai metanului. Se mai
folosesc derivatele etanului (C2H6), propanului (C3H8), butanului (C4H10).
În tot domeniul maşinilor frigorifice cu compresoare, până la temperaturi ale
vaporilor reci de -120°C se folosesc derivate fluor-clor (sau brom) indiferent că sunt
compresoare cu piston, elicoidale sau turbocompresoare.
2.1.1. SIMBOLIZAREA AGENŢILOR FRIGORIFICI
A fost introdusă pe plan mondial exprimarea prescurtata a derivaţilor fluor-clor
având formula CmHnClpFq (m,n,p,q fiind numărul de atomi respectivi din moleculă).
Simbolul este format din litera R (refrigerent) si un număr,ca de exemplu:
R114 C2Cl2F4- diclortetrafluoretan
numărul de atomi de fluor q numărul de atomi de hidrogen n+1 numărul de atomi de carbon m-1
Daca m-1=0 atunci zeroul nu se mai scrie, astfel încât derivatele metanului au două
cifre (de exemplu R12 pentru CCl2F2-diclor-difluor-metan). La hidrocarburile ciclice, după
litera caracteristică R se introduce litera C (de exemplu RC318 pentru C4F8- octafluor-
ciclobutan).
În unele ţări în locul literei R se foloseşte F sau X. Dacă în molecula în afara
fluorului mai există brom în loc de clor, acest lucru se arată printr-o literă urmatoare B şi o
cifră egală cu numărul atomilor de brom din moleculă (de exemplu R13B1 pentru
monobromtrifluormetan). În acelaşi mod se pot simboliza şi hidrocarburile curate (de
exemplu C2H6 - R170).
Amestecurile de agent frigorific se simbolizează cu R urmat de un număr de la 500 în
sus, în ordinea importanţei:
R502 amestec azeotrop din R22 si R115 în proporţie masică 48,8/51,2%.
Compuşii organici au ca simbol litera R urmată de numărul 700 la care se adaugă
masa molară: R717 pentru amoniac (NH3). Denumirile comerciale ale agenţilor frigorifici
sunt în funcţie de ţările producătoare: Frigen şi Kaltron în Germania, Freon şi Genetron în
SUA, Arcton în Anglia.
2.1.2. CLASIFICAREA AGENŢILOR FRIGORIFICI
Agenţii frigorifici se împart în trei grupe de periculozitate:
Grupa 1
- agenţi frigorifici neinflamabili, care nu au acţiune otrăvitoare sau corozivă
(exemplu hidrocarburile halogenate).
Grupa 2
- agenţi frigorifici neinflamabili, cu o acţiune otrăvitoare sau corozivă
considerabilă şi agenţi frigorifici a căror limită inferioară de explozie este peste 3,5%
concentraţie volumică.
Grupa 3
- agenţi frigorifici inflamabili a căror limită inferioară de explozie este sub
concentraţia volumică de 3,5%.
În funcţie de presiunea de vaporizare p0 corespunzătoare temperaturii de 0°C, agenţii
frigorifici se clasifică astfel:
- agenţi frigorifici de joasă presiune:
R11, R113, R114 având p0 ≤ 0,2 MPa.
Temperatura de fierbere a acestora este atât de mare încât se folosesc în instalaţii cu
turbocompresoare în domeniul climatizării, răcirii în industria chimică şi la pompe de căldura
de temperaturi înalte.
- agenţi frigorifici de presiune mijlocie:
NH3, R12, R22, R502 având p0=0,2÷0,7 MPa.
Sunt cei mai folosiţi pentru obţinerea temperaturilor de răcire şi congelare.
- agenţi frigorifici de înaltă presiune:
R13, R13B1, R170 având p0 ≥ 0,7 MPa.
Se folosesc la temperaturi joase, până la aproximativ -120°C.
Domeniile de utilizare sunt date în tabelul 2.1
TABELUL 2.1
Agentul frigori-
fic
Domeniu de
tempera-turi
Domeniu de
presiuni
Temperatura de
fierbere
Tempera-tura critică
Presiu-nea
critică
Domeniu de utilizare
[-] [°C] [0,1 MPa] [°C] [°C] [°C] [-]
R11 0 ¸ +20 Jp +23,7 198,0 4,37 Climatizare cu turbocompr.
R12 -50 ¸ +10 Mp -29,8 112,0 4,12
Uz casnic, climatizare casnică cu
turbocompr.
R13 -100 ¸ -60 Îp -81,5 28,8 3,86
Maşini frigorifice în
cascadă şi răcire înaltă
R13B1 -80 ¸ -40 Îp -57,8 76,0 3,79
Maşini frigorifice în
trepte, instalaţii industriale
R22 -60 ¸ +10 Mp -40,7 86,0 4,94 Instalaţii de congelare industriale
R113 0 ¸ +20 Jp -47,7 214,1 3,41 Climatizare cu turbocompr.
R114 -10 ¸ +60 Jp +3,5 145,7 3,28
Turbocompr., pompe de
temperatură înaltă
R115 -50 ¸ +20 Mp -38,0 88,0 3,24
Pompe de căldură, instalaţii
frigorifice mari
R502 -80 ¸ +5 Mp -46,1 84,0 3,27
În loc de R22 în instalaţii frigorifice mijlocii
NH3 -50 ¸ -10 Mp -33,35 132,4 11,30 Instalaţii de
putere mijlocie şi mare
Legendă: Jp – joasă presiune; Mp-medie presiune; Îp –înaltă presiune;
Datorită proprietăţilor sale şi apa poate fi folosită ca agent frigorific.
Este nedăunătoare, nu arde, se poate obţine oriunde, are o căldură de vaporizare
foarte mare, dar în domeniul temperaturilor de vaporizare t0=2÷10°C are un volum specific
atât de mare încât vehicularea ei se poate face numai cu turbocompresoare sau cu ejectoare.
2.1.3. PROPRIETĂŢI NECESARE AGENTULUI FRIGORIFIC
Proprietăţi fizice:
1. căldura de vaporizare mare şi deci cantităţi mici de agent vehiculat prin instalaţie.
2. volum specific mic al vaporilor, adică sarcina frigorifica volumică mare şi deci
dimensiuni mici ale compresorului.
3. presiune de vaporizare peste 0,1 MPa pentru a nu se infiltra aer şi umezeală în
circuitul frigorific. Zonele de îmbinare neetanşe se pot detecta uşor la suprapresiune pe când
în vid detectarea şi etanşarea sunt foarte dificile.
4. presiunea de condensare să nu fie prea mare, dar oricum sub presiunea critică
pentru a putea avea loc condensarea. Presiuni de condensare mari necesită grosimi ale
pereţilor aparatelor mai mari în ramura condensatorului decât în restul circuitului.
5. raport al presiunii de condensare şi vaporizare mic şi temperatura de comprimare
coborâtă.
6. punctul de îngheţ să fie sub temperatura de vaporizare.
7. valoarea scăzută a vâscozităţii dinamice în scopul micşorării pierderilor de
presiune prin conducte.
8. bune proprietăţi de transmitere a căldurii ceea ce conduce la suprafeţe mici ale
schimbătoarelor de căldură.
9. solubilitate suficientă în apă (eventual totală).
10. să nu dizolve uşor uleiul de ungere pentru ca acesta să poată fi separat uşor în
separatorul de ulei, sau dimpotrivă, să-l dizolve puternic pentru ca uleiul dizolvat în vapori să
ajungă din nou în compresor.
11. pentru turbocompresoare este de preferat o masă molară ridicată pentru a menţine
un număr mic de trepte.
Domeniul de utilizare al unui agent frigorific poate fi stabilit pe baza curbei de
vaporizare (vezi fig. 2.1).
Proprietăţi chimice:
1. Stabilitate chimică. Agenţii frigorifici nu au voie să se descompună sau să se
combine cu alte substanţe în domeniul de presiuni şi temperaturi cerut.
2. Pasivitate faţă de materialele utilizate în construcţia instalaţiei, faţă de aer,
umiditate şi uleiuri.
3. Să nu ardă şi să nu existe pericolul de a da compuşi explozivi cu aerul.
Proprietăţi fiziologice:
1. Să poată fi suportat fiziologic la concentraţii mici în aer.
2. Să nu irite aparatul respirator.
3. Să nu transmită mirosuri neplăcute alimentelor.
4. Posibilitate de a fi sesizat uşor pentru detectarea neetanşeităţilor.
Cerinţe tehnice şi economice:
1. Preţ scăzut, în special în cazul instalaţiilor mari.
2. Să fie uşor de găsit în vederea completării de către utilizator.
3. Eficienţă teoretică mare.
2.1.4. AGENŢI FRIGORIFICI HALOGENAŢI
Căutările după un agent frigorific ideal au dus la descoperirea în anii '30 în SUA a
compuşilor halogenaţi clor-carbon (AFH-uri), cunoscuţi sub numele de "freoni".
Datorita proprietăţilor lor fiziologice freonii au fost utilizaţi în gospodării menajere,
transport frigorific, minerit, fără a putea lua locul amoniacului în instalaţiile industriale.
Freonii se încadrează în grupa 1 de periculozitate şi în general nu sunt toxici, nu irită,
nu ard, nu sunt explozivi în nici o proporţie cu aerul, motiv pentru care sunt numiţi "agenţi
frigorifici de siguranţă” .Totuşi pentru freoni s-au fixat limite superioare de concentraţie în aer
pentru ca în contact cu flacăra deschisă dau compuşi deosebit de toxici.
Faptul că freonii nu au miros este un inconvenient în cazul apariţiei fisurilor în
circuitele lungi si ramificate. Pentru detectarea scăpărilor se utilizează detectoare electronice.
Lămpile cu halogen cu arzător din cupru a căror flacără devine verzuie în prezenţa
freonilor, nu se mai utilizează.
Analizând derivatele halogenate obţinute din metan, se observă că prin creşterea
numărului de atomi de clor temperatura de fierbere creşte, iar prin înlocuirea acestora cu
atomi de fluor, ea scade (vezi fig. 2.2). Spre vârful triunghiului cresc masele molare si
densităţile, iar spre bază se măreşte puterea frigorifică volumică.
R22 se foloseşte în special pentru puteri frigorifice mai mari, la temperaturi de
vaporizare scăzute: instalaţii frigorifice navale, instalaţii de congelarea şi conservarea
alimentelor şi instalaţii industriale mari. Puterea frigorifică volumică o atinge pe cea a
amoniacului depăşind-o la temperaturi scăzute.
La trecerea unei maşini frigorifice de pe R12 pe R22, cu adaptarea vaporizatorului,
condensatorului şi a organelor de reglare, puterea frigorifică creşte cu 60÷70%.
Limita inferioară a temperaturii de vaporizare este de -60°C. La această temperatură
R12 este superior amoniacului prin aceea că se pot folosi rapoarte de presiuni mai mari pe
fiecare treaptă, adică se pot utiliza mai puţine trepte.
Faţă de R12, prin atomul de hidrogen suplimentar, R22 dizolvă mai bine materiile
organice şi drept urmare înmoaie (umflă) elastomerii.
Ca materiale de etanşare se folosesc politetrafluoretilena (teflon) şi unele sortimente
de neopren-perbutan. Aceste etanşări pot fi folosite şi pentru R502 şi R503.
R502 este un amestec azeotrop utilizat în locul lui R22 în domeniul frigului mic şi
mijlociu. Amestecul este compus, în participări masice, din 48,8% R22 şi 51,2% R115 având
temperatura de fierbere de - 45°C, mai mică decât a componentelor (-40,8°C pentru R22 şi
-38°C pentru R115).
Faţă de R22 are rapoarte de presiuni mai mici, capacitate termică masică mai mare,
sarcina frigorifică volumică cu 10÷15% mai mare la t0= -40°C şi agresivitate mai mică faţă de
izolaţiile electrice.
Conţinutul în R115 îi oferă o comportare mai bună faţă de mase plastice şi
elastomeri.
La utilizarea într-o singură treaptă domeniul temperaturilor de vaporizare este
-30°C ÷ -60°C.
La utilizarea lor se obţin în unul, sau în vaporizatoare cuplate în serie, zone de
temperaturi de vaporizare diferite (de exemplu congelator şi frigider pentru un frigider
menajer).
Temperaturile oscilante de vaporizare şi condensare sunt avantajoase atunci când şi
masa de răcit sau mediul de răcire al condensatorului au temperaturile oscilante.
Amestecarea intre ele a diferitelor hidrocarburi halogene clorurate sau fluorurate
(CFC) poate duce la presiuni mult prea mari pentru circuitul frigorific, iar amestecarea
acestuia cu amoniacul duce la reacţii chimice nedorite.
2.1.5 AMONIACUL
Amoniacul este un agent frigorific anorganic cu numeroase calităţi dintre care cele
mai actuale sunt de a nu contribui nici la distrugerea stratului de ozon nici la efectul de sera.
Este utilizat in instalaţiile industriale cu puteri de peste 10.000 kcal/h acoperind o plaja de
temperaturi de la -50C la 0C. Are căldura latenta de vaporizare cea mai ridicata dintre toţi
agenţii frigorifici ,1262 kJ/kg la 0C, ceea ce conduce la debite mai mici vehiculate prin
instalaţie si la o dimensionare avantajoasa a compresorului.
Vaporii de amoniac au un miros înţepător si irită plămânii si căile respiratorii.
Mirosul înţepător constituie un avantaj deoarece îl face foarte uşor detectabil la o concentraţie
mult inferioara celor periculoase.
La concentraţia volumică în aer de:
0,0005 % este detectabil prin miros;
0,005 % vaporii sunt suportabili după o perioada de acomodare;
0,03 % vapori nu sunt suportabili, dar daca timpul expunerii nu a fost prea mare
consecinţele sunt neglijabile;
0,07 % la 0,1 % atmosfera este irespirabila;
0,2 la 0,3 % după o ora de inhalare survine moartea.
Amoniacul actual utilizat este practic totdeauna un produs de sinteza care la
presiunile si temperaturile din instalaţiile frigorifice nu se descompune in azot si hidrogen.
Singurul gaz străin posibil in instalaţii este aerul pătruns la montaj. Atunci când raportul din
amestec este intre15 si 30,2% in volume exista riscul exploziei, motiv pentru care este
interzisa utilizarea unei baghete din sulf aprinsa pentru sesizarea scăpărilor. Se poate folosi
hârtia de turnesol care se colorează in roşu la contactul cu vaporii de amoniac.
Vaporii de amoniac sunt extrem de solubili in apă. Apa care pătrunde in instalaţie
ajunge rapid in evaporator unde presiunea este mai mare decât presiunea la care poate
vaporiza apa la acea temperatură. Soluţia de apa si amoniac formata in evaporator vaporizează
la o presiune mai joasa decât amoniacul pur la aceiaşi temperatură.
Conţinutul în apă al evaporatorului nu trebuie sa depăşească 2 ÷ 3 % masic.
Cantitatea suplimentara se evacuează prin punctul de decantare al uleiului după aspirarea
amoniacului din evaporator si după ce se asigura o suprapresiune prin aport de căldură în
acesta. Ceea ce se evacuează este un amestec de apă, amoniac si ulei cu probleme privind
protecţia mediului.
Uleiul de ungere fie el mineral fie sintetic nu este solubil în amoniac decât in foarte
mici cantităţi. Uleiul antrenat în afara compresorului migrează cu vaporii de amoniac spre
condensator. Uleiul antrenat are o pondere foarte mica (100 ppm) in amoniac putând fi
dizolvat de către acesta astfel încât nu poate fi recuperat în rezervorul de lichid. Separarea lui
din amoniac este posibilă numai în evaporator sau în separatorul de lichid al instalaţiei cu
recirculare.
Densitatea uleiului este mai mare decât a amoniacului lichid si el se aduna în punctul
cel mai jos al evaporatorului unde trebuie să fie un vas de decantare cu supapă de siguranţă.
Recuperarea uleiului de ungere se face manual , obligatoriu cu mască şi mănuşi.
2.1.8. PROTECŢIA MEDIULUI ŞI PROTECTIA MUNCII
Utilizarea pe scara tot mai larga a CFC -urilor nu numai de climatizare dar şi în plan
industrial a ridicat problema influenţei negative a acestora asupra stratului de ozon din
stratosferă. Acest strat absoarbe aproximativ 99% din radiaţiile ultraviolete provenite de la
soare, oferind un ecran protector pentru viaţa de pe pământ.
La o altitudine mai mare de 15 km CFC-urile disociază fotolitic sub acţiunea tot mai
puternică a razelor solare, eliberând atomii de clor. Aceşti atomi reacţionează în lanţ cu
ozonul O3 formând oxidul de clor ClO şi oxigen O2. Se estimează că o singura molecula de
clor distruge o mie de molecule ozon. Pentru a compara între ele efectele diferiţilor agenţi
frigorifici fiecăruia i s-a atribuit un indice caracteristic privind potenţialul distructiv asupra
ozonului ODP (ex. R11 şi R12 au ODP=1).
CFC-urile intervin de asemenea şi în efectul de seră care condiţionează temperatura
la nivelul pământului.
Se estimează că CFC-urile sunt responsabile de 20% din creşterea acestui efect.
Acelaşi rol au hidroclorofluorcarburile HCFC, hidrocarburile monohalogene HFC, metanul,
vaporii de apă, de aceea pentru a le compara efectele s-a introdus potenţialul de încălzire
globală a atmosferei GWP (ex. R11are GWP=1, R115 are GWP=7,5).
Primele reglementari privind reducerea emisiilor de CFC-uri s-au luat prin Protocolul
de la Montreal în 1987 care prevedea ca acestea să scadă la jumatate până în 1989 si să
dispară în 1992.
La conferinţele de la Londra din 1990 şi Copenhaga 1992 s-a convenit renunţarea la
CFC-uri până în 1995 şi înlocuirea lor cu HCFC-uri şi HFC-uri.
HCFC-urile: R22, R123, R124, R141b si R142b sunt permise pana în 2030.
HFC-urile: R134a, R152 şi R23, neinflamabile şi netoxice sunt înlocuitorii pentru
viitorul apropiat (R134a pentru R22) iar pe termen lung şi mediu, propanul R290 şi
izobutanul R600a caracterizate prin ODP=0 si GWP=0 şi cu un preţ de fabricaţie la un sfert
din cel al agenţilor actuali.
În manipularea agenţilor frigarifici trebuie ţinut cont de următoarele caracteristici
comune:
- incombustibili şi numai în combinaţie cu aerul formează amestecuri explozive ;
- practic inodore ,numai la concentraţii ridicate în aerul ambiant pot fi detectaţi
prin miros, excepţie amoniacul ;
- când sunt manipulaţi cum trebuie nu sunt periculoşi pentru sănătate. Regulile de
manevrare prevăd obligatoriu ochelari de protecţie si mănuşi. Agentul lichid în contact cu
ochii vaporizează rapid provocând o răcire intensă cu grave tulburări oftalmologice.
In special CFC-urile dizolvă foarta bine grăsimile de aceea elimină rapid filmul
protector de pe suprafaţa pielii, iar vaporizarea fiind endotermă provoacă degerături locale.
Vaporii de agent frigorific în contact cu ţigara aprinsa sau flacăra de sudură dau naştere la
gaze toxice deloc indicat de a fi inhalate mai ales în concentraţii ridicate.
Pentru a evita concentraţii ridicate de vapori de agent se recomandă o buna ventilare
a locurilor de muncă şi dacă este cazul un dispozitiv de aspiraţie la nivelul rolului. La
concentraţii ridicate nu se admite mască filtranta ci o mască cu funcţionare independentă.
Instalaţii cu ciclu invers
1. Consideraţii generale Maşinile frigorifice au rolul de a coborî temperatura unui spaţiu sub temperatura mediului ambiant, şi de a menţine aceasta temperatura coborâta. Maşina frigorifica lucrează între doua surse de căldură: o sursă rece, de la care extrage căldura (spaţiu răcit), şi o sursa calda căreia îi cedează căldura (de regula mediul ambiant). Conform principiului al II-lea al termodinamicii, funcţionarea unei astfel de maşini se poate face doar prin consum de energie, sau altfel spus, căldura preluata în timpul răcirii nu trece de la sine de la un corp cu temperatura joasa la un corp cu temperatura mai mare. Maşina frigorifică este deci un exemplu de maşină termică generatoare. Exceptând răcirea termo-electrică şi termomagnetică, toate celelalte funcţionează în circuit închis, format din aparate şi instalaţii ce vehiculează şi transforma starea agentului termodinamic de lucru (agentul frigorific), gaz sau vapori, fiind obligat sa parcurgă un şir de maşini şi utilaje termice, preluând încontinuu căldura de la spaţul răcit şi evacuând-o mediului ambiant. Preluarea căldurii de la spaţiul răcit se poate face numai daca temperatura agentului frigorific la intrarea în spaţiul răcit e mai mica decât temperatura spaţiului răcit, iar cedarea căldurii către mediul ambiant se poate realiza daca temperatura agentului frigorific e mai mare decât temperatura mediului ambiant. Tocmai acesta este deci rolul dublu al ansamblului de aparate şi instalaţii din componenta unei maşini frigorifice: 1) de a ridica temperatura agentului frigorific după ieşirea din spaţiul răcit la o temperatura
superioara temperaturii mediului răcitor (mediului ambiant), ceea ce se realizează prin consum de energie mecanica sau termica, trecerea acestei energii în energie internă şi cedarea ei către mediul răcitor.
2) de a readuce agentul, după părăsirea contactului cu mediul răcitor, la o temperatura inferioara aceleia din spaţul răcit.
Maşina frigorifică cedează mediului răcitor, pe lângă energia extrasa din spaţiul răcit, Q0, şi energia echivalentă lucrului mecanic consumat pentru a putea aduce agentul frigorific în posibilitatea schimbului de căldură către mediul răcitor. Qk = Q0 + L
Fig.1.Schema de principiu a unei maşini frigorifice
Maşina frigorifică cu compresie mecanică funcţionează cu gaz sau cu vapori. Maşinile frigorifice cu gaz sunt mai rar întâlnite în instalaţiile frigorifice industriale, domeniul lor fiind cel al climatizării şi al frigului adânc. Maşinile frigorifice cu vapori acoperă un domeniu larg de temperaturi. Sunt ieftine, relativ simple şi uşor de întreţinut, cu eficiente ridicate. Extragerea căldurii are loc prin vaporizarea agentului frigorific, iar cedarea ei prin condensare.
Deoarece atât condensarea cât şi vaporizarea au loc cu coeficienţi de schimb de căldură cu valori ridicate aceasta înseamnă, din punct de vedere constructiv, suprafeţe de schimb de căldura mici. Pe de alta parte, căldurile latente corespunzătoare, de vaporizare şi de condensare, fiind de valori ridicate, conduc la cantităţi mici de agent în circulaţie, prin instalaţia frigorifica. Deoarece temperatura din spaţiul răcit, T0, este mai mica decât temperatura din mediul răcitor, Tk, rezulta evident ca şi presiunea din ramura condensatorului pk va trebui sa fie superioara presiunii din ramura vaporizatorului, p0. Trecerea agentului frigorific din ramura de presiune joasa, p0, în ramura de presiune înalta, pk, este posibila numai prin comprimare, iar trecerea inversa, după cedarea căldurii Qk, prin destindere. Funcţionarea dubla a unei maşini frigorifice se realizează astfel:
1) prin comprimare 2) prin destindere
Aceasta e valabila atât pentru maşinile frigorifice cu vapori cât şi pentru cele cu gaze (cu aer). In cazul maşinii frigorifice cu aer, destinderea se poate realiza într-un detentor, care fiind cuplat cu compresorul, permite recuperarea unei părţi din lucrul mecanic consumat în compresor. La maşinile frigorifice cu vapori singura posibilitate de destindere este strangularea într-un ventil ce are şi rol de reglare a cantităţii de agent circulat.
2. Clasificarea maşinilor frigorifice În funcţie de agentul frigorific:
maşini frigorifice cu agent frigorific fără schimbarea stării de agregare
cu compresie mecanica (cu aer) cu schimbarea stării de agregare
cu compresie mecanica (cu compresor) cu compresie termica
- cu compresor cu jet (cu ejector) - cu compresor termochimic (absorbţie)
maşini frigorifice fără agent frigorific cu răcire termoelectrica (efectul Peltier) cu răcire termomagnetică (efectul Ettinghaus)
După puterea instalaţiei frigorifice: în jur de 1 kW: instalaţii mici, casnice de la 1 kW la 15 kW instalaţii în domeniul comercial peste 15 kW până la mii de kW: domeniul industrial.
După nivelul de temperaturi: temperaturi mai mari de 40°C: pompe de căldură temperaturi de aproximativ 5°C: domeniul climatizării. temperaturi de la 0°C la -200°C: domeniul frigului industrial.
Aici intră şi domeniul alimentar (de la 0°C la -30°C). În acest domeniu procesele întâlnite sunt cele ale lichefierii aerului şi a separării diverselor componente din acesta şi în domeniul industriei chimice.
domeniul frigului adânc, în care se lucrează cu H2, He, Ne în stare lichida. În acest domeniu s-au atins temperaturi scăzute, mai mici de 10-6K.
3. Termodinamica in refrigerare
Termodinamica este studiul mişcării termice a materiei şi a trecerii ei în alte forme de mişcare. Din punct de vedere termodinamic, producerea frigului însumează 4 faze principale: A. Scăderea temperaturii refrigerentului sub temperatura mediului răcit. B. Absorbţia căldurii de către refrigerent prin vaporizarea acestuia în vaporizator. C. Transportul acestei călduri de la vaporizator la condensator prin comprimarea vaporilor de refrigerent în compresor.
D. Evacuarea în mediul ambiant prin condensator a căldurii absorbite de către vaporizator şi a celei produse în urma comprimării.
Această suită de operaţii este realizată de o aşa manieră încât starea finală a refrigerentului dat este identică cu starea iniţială şi este reprezentată de către ciclul frigorific. Un astfel de circuit se poate trasa cu ajutorul diagramelor agenţilor frigorifici. Diagrama lui Mollier i log(p) este cea mai folosită. Presiunile sunt exprimate în valori absolute, pe o scară logaritmică din motive de uşurare a utilizării şi a preciziei citirii. Folosirea acestei diagrame este foarte simplă şi permite urmărirea evoluţiei proprietăţilor fizice ale unui kilogram din agentul frigorific în 3 stări succesive: lichidă – vapori umezi – vapori uscaţi. Aceste 3 zone sunt delimitate prin 2 curbe îngroşate, având un punct comun numit „PUNCT CRITIC”. Acestui punct îi corespunde o temperatură critică şi o presiune critică. Temperatura critică este o temperatură specifică fiecărui fluid, care, o dată depăşită, nu permite lichefierea fluidului, oricare ar fi presiunea la care este supus. Volumul critic este volumul specific corespunzător temperaturii critice. Presiunea critică este o presiune deasupra căreia un fluid nu poate fi lichefiat, oricare ar fi scăderea temperaturii lui. Diagramele de utilizare curentă dau prin diverse reţele de curbe valori care caracterizează starea unui fluid (Fig. 2) : x=0 Linia de lichid saturat delimitează zona lichidului pur de cea a amestecului lichid-vapori. x=1 Linia de vapori saturaţi delimitează zona de amestec lichid + vapori de cea a vaporilor uscaţi. În zona „vapori uscaţi”, trebuie evidenţiaţi: Vaporii zişi „saturaţi uscaţi”, respectiv cei care nu mai au nici o picătură de lichid de vaporizat, x fiind egal cu 1; Vaporii supraîncălziţi, respectiv cei care prin încălzire la presiune constantă au o creştere a temperaturii şi a volumului (gaze perfecte). x=0,1 la 0,9 Linii titlu constant care permit determinarea în interiorul zonei de amestec a calităţii fluidului, respectiv a proporţiei de vapori şi lichid. Ex.: x=0,6 reprezintă 60% vapori şi 40% lichid. t [C] Liniile de temperatură constantă (izoterme) sunt practic perpendiculare pe liniile de presiune în zona lichidă, apoi paralele cu liniile de presiune în zona de amestec. p [bar.abs] Liniile de presiune constantă (izobare) aceste linii orizontale se confundă, în zona de amestec, cu izotermele. v [m3/kg] Liniile de volume specifice constante (izocore) se retractă uşor traversând cele 2 curbe limită x=0 şi x=1. Volumul specific al unui fluid este reprezentat de spaţiul ocupat de 1 kilogram din acel fluid. s [kJ/kg/K] Liniile de entropie constantă (adiabate) numite şi izentrope, sunt liniile de transformare fluidului fără a da sau primi căldură. i [ kJ/kg] Liniile de entalpie constantă (izentalpe) sunt perpendiculare pe axa absciselor şi se confundă cu izotermele în zona lichidă.
Fig. 2.Diagrama log p - i
EXEMPLU: Determinarea caracteristicilor R22-ului aflat într-un recipient şi menţinut la o temperatură a mediului de 20C: p abs =9,1 bar t= + 20C Lichid h=224 kJ/kg x=0 Vapori v=0,026 m3/kg h=412 kJ/kg x=1 Deschizând robinetul acestui recipient,fluidul se destinde şi va avea următoarele caracteristici: Presiune absolută p= 1 bar; temperatura t=-41,5C In urma detentei : v= 0,065 m3/kg h=224 kJ/kg x=0,35 La t= – 41,5C: v=0,220 m3/kg h=388 kJ/kg x=1 La t= +20C: v=0,277 m3/kg h=426,5 kJ/kg x=0,3; Aceasta înseamnă că, la ieşirea din recipient, 30% din masa refrigerentului se află în stare gazoasă(Fig.2). Fiecare kilogram de fluid va fi absorbit (388 – 224) = 164 kJ pentru a se evapora. Apoi, pentru a atinge temperatura ambiantă de +20C, fiecare kilogram de vapori va trebui să absoarbă (426,5 – 388) = 38,5 kJ pentru supraîncălzire. În aceste condiţii, fiecare kilogram de R22 va fi absorbit (164 + 35,5) = 202,5 kJ . Presupunând că debitul masic al fluidului frigorigen este de 100 kg/h,adică 0,0278 kg/s,atunci puterea frigorifică va fi: 0,0278kg/s x 202,5kJ = 5,629 kJ/s =5,629 kW.
Fig. 3 Transformări R22
4. Ciclul teoretic
La punctul 1, unde lichidul este complet vaporizat, compresorul aspiră vaporii la presiunea pe şi îi refulează la presiunea pc. Comprimare se face teoretic fără schimb de căldură cu exteriorul şi urmează curba corespunzătoare, de la punctul „1” la punctul „2”. Entalpia creşte pentru că valoarea lui „pv” creşte odată cu temperatura. Izoterma „tr”, care trece prin „2”, indică temperatura la sfârşitul comprimării. Începând cu „2”, fluidul este refulat în condensator la presiunea constantă pc. El se răceşte de la „2” la „3”, apoi se lichefiază de la „3” la „4”. Diferenţa de entalpie între „2” şi „4” reprezintă cantitatea de căldură evacuată de condensator. Fluidul lichefiat va fi destins trecând de la presiunea pc din condensator la presiunea pe din vaporizator. Această destindere,segmentul de la „4” la „5”,este izentalpică : entalpia nu variază din cauză că frigul produs în urma destinderii serveşte practic la răcirea fluidului. În sfârşit, vaporizarea continuă la presiune şi temperatură constante, de la „5” la „1” … şi ciclul reîncepe.
Fig.4 Ciclul teoretic
1 = Starea fluidului la aspiraţie: presiunea pe la x=1 1 – 2 = Comprimare adiabatică 2 = Sfârşit de comprimare la temperatura tr şi presiunea pc 2 – 3 = Răcire vapori supraîncălziţi 3 – 4 = Condensare la presiunea pc şi temperatura tc constante 4 = Intrarea în detentor 4 – 5 = Destindere (răcirea lichidului, vaporizare parţială) 5 – 1 = Vaporizare la presiunea pe şi temperatura te constante Găsim aici cele 4 faze principale ale producerii frigului: 4 – 5 = Scăderea temperaturii refrigerentului (prin destindere) 5 – 1 = Absorbţia căldurii la vaporizator (prin vaporizare) 1 – 2 = Transportul acestei călduri la condensator (prin comprimare) 2 – 4 = Evacuarea căldurii absorbită la vaporizator şi a celei produse prin comprimare (prin condensare)
5. Ciclul real
Prin comparaţie cu ciclul Carnot, ciclul care tocmai a fost studiat corespunde unei funcţionări ideale a aparatelor practic perfecte (fără pierdere a încărcăturii, fără schimb termic inoportun, un regim de funcţionare fără fluctuaţii, fără căldură datorată frecării pieselor mecanice în mişcare, fără aparat auxiliar generator de calorii pe circuite etc.) În practică utilizarea vaporizatorului este la randamentul optim şi se lasă (prin construcţie) vaporii uscaţi să mai cedeze câteva frigorii înainte de a ieşi din vaporizator sau din mediul rece. Circuitul ţevilor de aspiraţie, în afara mediului de răcit, constituie de asemenea o cauză a creşterii temperaturii vaporilor care se dirijează spre compresor.
Aceste 2 cauze ale creşterii temperaturii sub presiune constantă, se traduc, pe diagrama lui Mollier, prin supraîncălzirea la aspiraţie (1 – 1’Fig. 5). Această supraîncălzire dă naştere unei creşteri a temperaturii de refulare (2 - 2’). În ce priveşte condensarea, răcind lichidul peste limita x = 0, este posibil să se câştige câteva frigorii (4 - 4’). Aceasta poartă numele de subrăcire. Ea contribuie de asemenea la ameliorarea randamentului detentorului deoarece
mărind calitatea lichidului nu se formează vapori la intrarea orificiului de destindere (punctul 4’).Segmentul 5’ – 5 reprezintă câştigul de „efect frigorific”, realizat la vaporizator prin acest procedeu. Ciclul real al unei instalaţii corespunde pe diagramă cu ciclul:1’ - 2’ – 3 - 4’ - 5’.De remarcat că toate particularităţile ciclului pot fi analizate şi influenţele lor cifrate cu uşurinţă pe diagrama lui Mollier. Plecând de la indicaţiile date de manometrele şi termometrele unei instalaţii în funcţionare este posibilă trasarea pe diagrama fluidului aferent, ciclul frigorific real. O diferenţă importantă la una dintre valori ar indica o anomalie căreia i s-ar putea căuta ulterior cauza.
Fig. 5 Ciclul cu subrăcire
5. MAŞINI FRIGORIFICE CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI
5.1.1 CALCULUL TERMIC AL CICLULUI TEORETIC
Prin enunţul temei de proiectare se dau următoarele date:
Q0-puterea frigorifică [W], [kW], [kcal/h] t0-temperatura din vaporizator [ºC] tk-temperatura din condensator [ºC] Prin alegerea sau impunerea agentului frigorific se vor cunoaşte presiunile de vaporizare şi de condensare p0 şi pk. În urma calcului termic, vor rezultă: Vh-debitul volumic de agent frigorific [m3/h], [m3/min], [m3/s], necesar dimensionării (alegerii) compresorului. P-puterea necesară antrenării compresorului [W], [kW]. ε-eficienţa maşinii frigorifice. Din diagrame, după precizarea punctelor caracteristice ciclului de funcţionare rezultă: q0-capacitatea de răcire specifică :
q0
= i1
– i5
= i1
– i4
= r (1 – x5) [kcal/kg], [J/kg]
(5.1)
unde r - căldura de vaporizare la (t0,p0)
qv
- capacitatea frigorifică specifică volumică :
qv=1
41
1
0
vii
vq
[kcal/m3], [J/m3] (5.2)
lc - lucrul mecanic specific consumat de compresor :
l = lc
= i2
– i1 [kcal/kg] sau [kJ/kg] (5.3)
ε -eficienţa ciclului teoretic :
ε =l
q0 (5.4)
K -puterea frigorifică unitară: K = 860 [kcal/kWh] (5.5)
ma -debitul masic de agent frigorific:
ma = 0
0
[kg/min] (5.6)
Qk -sarcina termică totală a condensatorului:
Qk=ma qk=ma (i2-i4) [kcal/h],[W] (5.7) Vh -debitul volumic de agent circulat:
Vh = ma v1 = vq
Q
vqQ 0
1
0
0 [m3/h],[ m3/min],[ m3/s] (5.8)
P -puterea teoretică necesară acţionării compresorului:
P= ma l =
0Q (5.9)
Se mai calculează presiunea medie indicată a vaporilor în cilindrul compresorului, pi, ca fiind lucrul mecanic efectuat de către un m3 de vapori.
vi qqvl
ql
vP
0
101
[mN ] (5.10)
Din ( 5.9 ) şi ( 5.10 )
P = pi hiv
VpqQ
0
Mărimile rezultăte în urma calcului termic sunt mărimi teoretice corespunzătoare ciclului reversibil echivalent ciclului real. Pentru a putea ajunge la mărimile reale (debit, putere, eficienţă) mărimile teoretice vor fi afectate de coeficienţi de lucru, stabiliţi de regulă pe cale experimentală. Volumul generat de către pistonul compresorului în unitatea de timp trebuie să fie egal în cazul teoretic cu debitul vaporilor aspiraţi Vh. Acest volum este cu atât mai mare cu cât capacitatea frigorifică volumică (qv) este mai mică sau cu cât volumul specific (v1) este mai mare. Din acest motiv (v1 mai mare) se preferă coborarea temperaturii de vaporizare t0, deoarece cu scăderea temperaturii, scade mult qv, ca urmare a creşterii volumului specific v1.
5.1.2 CICLUL REAL
În practică se lasă (prin construcţie) ca vaporii uscaţi să mai cedeze câteva frigorii, înainte
de a intra în compresor,condensatului care intră în valva de expansiune(detentor).
Circuitul ţevilor de aspiraţie, în afara mediului de răcit, constituie de asemenea o cauză a
creşterii temperaturii vaporilor care se dirijează spre compresor.
Condensator
Compresor
Schimbător
Fig. 5.4 Schema ciclului cu subrăcire
Aceste două cauze ale creşterii temperaturii sub presiune constantă, se traduc, pe
diagrama lui Mollier, prin supraîncălzirea la aspiraţie (1 – 1’ Fig. 5.5). Această supraîncălzire dă
naştere unei creşteri a temperaturii de refulare (2 - 2’). În ce priveşte condensarea, răcind lichidul
peste limita x = 0, este posibil să se câştige câteva frigorii (4 - 4’). Aceasta poartă numele de
subrăcire. Ea contribuie de asemenea la ameliorarea randamentului detentorului deoarece mărind
calitatea lichidului nu se formează vapori la intrarea orificiului de destindere (punctul
4’).Segmentul 5’ – 5 reprezintă câştigul de „efect frigorific”, realizat la vaporizator prin acest
procedeu.
Ciclul real al unei instalaţii corespunde pe diagramă cu ciclul:1’ - 2’ – 3 - 4’ - 5’.De
remarcat că toate particularităţile ciclului pot fi analizate şi influenţele lor descifrate cu uşurinţă
pe diagrama lui Mollier.Plecând de la indicaţiile date de manometrele şi termometrele unei
instalaţii în funcţionare este posibilă trasarea pe diagrama fluidului aferent, ciclul frigorific real.O
diferenţă importantă la una dintre valori ar indica o anomalie căreia i s-ar putea căuta ulterior
cauza.
Întoarcere ulei
lubrifiant
Fig. 5.4 Ciclul cu subrăcire
5.2 MAŞINI FRIGORIFICE CU MAI MULTE TREPTE DE COMPRESIUNE La temperaturi în vaporizatorul instalaţiei sub -25ºC, realizarea comprimării până la presiunea din condensator, pk, nu se mai poate face intr-o singură treaptă. În aceste cazuri, comprimarea într-o singură treaptă nu e numai neeconomică, ci uneori şi imposibilă, din cauza temperaturii ridicate la care se ajunge în urma comprimarii vaporilor (t2). Astfel, la amoniac, temperatura maximă la care se poate comprima este 140°C. Pe de alta parte, temperaturi ridicate la sfârşitul comprimarii influenţează ungerea prin cumpromiterea uleiului de ungere. Coeficientul de debit al compresorului se micşoreaza, la rapoarte de presiuni mari, şi deci sunt necesare dimensiuni mai mari ale acestuia. Din toate aceste motive, rapoartele de presiuni pe etaj se limitează la maxim 8, pentru compresoare verticale în echicurent, şi la maxim 6, pentru compresoare orizontale. De obicei rapoartele de presiuni pe o treaptă sunt de 4,5÷5 (t0 ~ -15ºC) Fractionarea presiunii are următoarele avantaje: -reducerea forţelor din mecanismul motor al compresorului,
-reducerea lucrului mecanic consumat pentru comprimare, -reducerea temperaturii la sfârşitul comprimării, -reducerea temperaturii pereţilor cilindrului compresorului, cu consecinţe asupra coeficientului de debit şi a randamentului indicat al compresorului. Dezavantajele care determină însă folosirea unui număr minim de trepte de comprimare sunt următoarele: -soluţie construcţiva mai complicată, -pierderi de căldură prin infiltraţii pe treptele suplimentare şi prin conducte. -pierderi prin căderi de presiune
5.2.1. MAŞINA FRIGORIFICĂ BIETAJATĂ
5.2.1.1. SCHEMA ŞI PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE
Domeniul maşinilor cu două trepte cuprinde, pentru NH3 şi R12 temperaturile de vaporizare între -25 şi -50°C (pk / p0 =4.5 ÷ 30). În schema din figura 5.13 : CI,II-compresorul (treaptă I, respectiv treaptă a II-a) VI,VII-vaporizatoarele K-condensator VR1,VR2-ventile de reglare B-butelie intermediară Compresorul CI aspiră vaporii uscaţi produşi în vaporizatorul de joasă presiune V1 prin extragerea căldurii Q02 la temperatura t02 şi presiunea p02, şi îi comprimă adiabatic până la presiunea intermediară p01. La această stare, reprezentată în fig. 5.13 de punctul 2, vaporii supraâncălziţi sunt refulaţi în butelia B unde sunt răciţi izobar în contact cu lichidul din butelie, aflat la temperatura t01, în contul vaporizarii unei părţi din agentul frigorific lichid. Vaporii proveniţi din butelia B, parţial din conpresorul CI şi parţial din VII sunt aspiraţi de compresorul CII, comprimaţi până la presiunea pk, condensaţi în condensatorul K, trec prin ventilul de reglare VR1, iar de aici în butelia intermediară la p01. Agentul lichid se desparte în doi curenţi divizaţi; unul către VR2, iar celalalt către VII.
Fig. 5.13 Schema principală a maşinii frigorifice cu două trepte de compresiune
Economia de lucru mecanic realizată prin comprimarea în două trepte este reprezentată prin aria 566'2. Tot în diagrama T-s se observă şi reducerea temperaturii de refulare precum şi creşterea puterii de răcire cu aria 44'b'b.
Fig.5.14 Reprezentarea ciclului teoretic al unei maşini bietajate în diagramele T, s şi p , i
Deoarece eficienţa ciclului teoretic este cu atât mai mare cu cât temperatura de vaporizare este mai mare, extragerea căldurii în doua trepte, când există consumatori de temperaturi diferite, este superioară din punct de vedere economic extragerii aceloraşi călduri într-o singură treaptă, la temperatura cea mai joasă. Maşina poate funcţiona şi fără vaporizatorul Vll. Schema poate fi completată cu un subrăcitor de lichid, cu un răcitor intermediar cu apă pentru răcirea parţială a vaporilor proveniţi din compresorul Cl. Aceasta duce la micşorarea debitului de vapori aspiraţi de trepta II şi deci la micşorarea puterii pe treaptă a II-a. Se micşorează în acest mod şi sarcina termică a condensatorului. Treapta de joasă presiune poate fi prevăzută şi cu un separator de lichid, care departe de concentraţia critică este foarte eficace şi în plus permite folosirea pompelor pentru circulaţia agentului frigorific lichid.
5.3 COEFICIENŢI DE LUCRU AI MAŞINILOR FRIGORIFICE REALE, CU VAPORI
Trecerea de la maşină teoretică la maşina reală corespunzătoare se face prin păstrarea aceluiaşi volum orar Vh descris de piston şi aceloraşi temperaturi t0, tk şi tu. Datorită ireversibilităţii procesului de lucru al maşinii reale, infiltraţiilor de căldură de-a lungul ramurii de joasă presiune, pierderilor hidraulice de-a lungul conductei, prin armături şi aparatură auxiliară, şi pierderile volumice şi energetice caracteristice compresorului real, este de asteptat ca indicii economici ai maşinii reale să fie inferiori acelora ai maşinilor teoretice. Puterea frigorifică a maşinii reale va fi inferioară aceleia a maşinii teoretice (Q0real< Q0t), iar puterea mecanică Pireal>Pt. Calculul indicatorilor economici reali şi al parametrilor de funcţionare reali se face prin corectarea valorilor teoretice respective cu factori de corecţie sau coeficienţi de lucru de natură experimentală. Dacă pentru maşina teoretică bilanţul energetic se exprima: Q0t +
Lt = Qkt
pentru maşina reală acelaşi bilanţ se va scrie: Q0net +Ql +Qiv +Qas +
Lireal +Qic = Qec +Ql +Qkreal ++Ql''' unde Q0net -căldura utilă extrasă din mediul răcit Ql-Ql'+Ql"+Ql"' - infiltraţii de căldură de-a lungul conductei cu agent lichid Ql' -între ventilul de reglare şi vaporizator Ql" -între condensator şi ventilul de reglare Ql"'-dinspre condensator Qiv -infiltraţii de căldură în vaporizator, cum ar fi: iluminat, deschiderea de uşi, agitaţia mecanică, ventilatoare, etc. Qas -infiltraţii de căldură pe conducta de aspiraţie (între vaporizator şi compresor) Lireal -consumul de lucru mecanic real (corespunzător puterii indicate reale) Qic -infiltraţii de căldură în compresor Qec -căldura evacuată prin răcirea compresorului Qr -căldura evacuată pe conducta de refulare către mediul ambiant Qkreal -sarcina reală a condensatorului Bilanţul energetic este reprezentat în diagrama Sankey (figura 5.23):
Fig. 5.23 Diagrama fluxului termic pentru cea mai simplă maşină frigorifică cu vapori şi
compresiune mecanică Cu notaţiile de mai sus, capacitatea frigorifică reală a maşinilor frigorifice (Q0real), inţelegând prin aceasta căldura totală sau brută Q0brut extrasă de maşina reală va fi: Q0real = Q0brut = Q0net +Qiv +Ql
+Qas Raportul
brut
net
0
0
se numeşte coeficient de utilizare al maşinii frigorifice şi este o măsură a gradului de perfecţiune constructivă, de izolare termică şi întreţinere a instalaţiei din ramura vaporizatorului. Raportul dintre capacitatea frigorifică reală şi cea teoretică este:
vt
h
real
t
real
qV
Q
0
0
00
şi se numeşte coeficientul de debit sau de productivitate al maşinii frigorifice şi este o masura a eficacităţii maşinii frigorifice reale faţă de cea teoretică. Coeficientul 0 cunoscut pe baza
construcţiilor asemănătoare exploatate permite calculul lui Q0real
Q0real = Q0brut = 0 Q0t
12. MAŞINI FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE 12.1 GENERALITĂŢI CLASIFICARE
În 1860 Ferdinand Carré, considerat a fi cel mai mare nume al istoriei frigului, realizează
prima maşină frigorifică funcţionând pe principiul absorbţiei în mod continuu, utilizând ca şi
agent frigorific H2O+NH3.
Maşina frigorifică cu absorbţie se bazează pe afinitatea pe care o au unele substante solide
sau lichide faţă de vaporii altor substanţe utilizate ca agent frigorific. În urma absorbirii
(dizolvării) acestor vapori de către substanţa absorbantă se formează o soluţie binară omogenă;
ridicarea presiunii acestei soluţii cu ajutorul unei pompe şi încălzirea ei dă posibilitatea obţinerii
unor vapori de agent frigorific la o presiune suficient de ridicată pentru a putea fi condensată la
temperatura mediului ambiant. Condensul obţinut este laminat şi apoi vaporizat în vaporizator,
vaporii fiind absorbiţi de absorbitor şi ciclul se reia.
Fig. 12.1. Maşina frigorifică cu absorbţie a lui Carré
Ciclul de funcţionare apare astfel destul de apropiat de cel al maşinii cu comprimare
mecanică cu deosebirea că aspiraţia e înlocuită cu absorbţia vaporilor de către absorbant, iar
comprimarea vaporilor este înlocuită cu ridicarea presiunii soluţiei în pompă şi degajarea
vaporilor prin fierbere.
S-au încercat multe soluţii binare pentru a fi folosite în maşini cu absorbţie. Cel mai des
utilizate sunt:
-clorura sau bromura de litiu -apa în instalaţii de climatizare
-clorura de calciu - amoniac în instalaţii mici
-apa - amoniac în special.
De observat că atât Cl2Ca, Br2Ca, ClLi, BrLi, sunt substanţe solide, absorbante. Nu
trebuie confundată maşna frigorifică cu absorbţie cu maşinile frigorifice cu substanţe adsorbante.
În timp ce absorbţia este un fenomen de masă, reprezentând incorporarea mediului absorbit în
întreaga masă a fazei lichide sau solide, adsorbţia este un fenomen superficial, reprezentând
reţinerea mediului adsorbit numai pe suprafaţa adsorbitorului.
Cu cât suprafaţa adsorbitorului este mai mare, cu atât creşte şi cantitatea vaporilor sau
gazului adsorbit prin folosirea de substanţe poroase, cărbune activ-alcool metilic.
Cele mai economice şi mai răspândite sunt maşinile cu funcţionare continuă care pot fi:
-cu amestecuri bicomponente (cu soluţii binare)
-cu amestecuri tricomponente (ternare) utilizate mai ales în practica frigiderelor menajere.
12.2. MAŞINI CU ABSORBŢIE CU SOLUŢII BINARE, MONOETAJATE
În fierbătorul F se degajă vapori de agent frigorific la presiunea pk. Aceşti vapori având
un mic conţinut de vapori ai absorbantului condensează în condensatorul K, iar de aici dupa
condensare prin ventilul de reglare VR ajung la vaporizatorul V. În fierbător, în urma degajării
vaporilor agentului frigorific rămâne o soluţie săracă care se reântoarce ăn absorbitor prin ventilul
de ştrangulare vr.
Fig. 12.2 Schema de funcţionare a maşinii frigorifice cu absorţie monoetajată
În absorbitor se răceşte, dizolvând vaporii de agent frigorific proveniţi din vaporizator.
Soluţia îmbogăţită în absorbitor este transportată de pompa P în fierbator cu un consum minim de
lucru mecanic faţă de instalaţia cu compresie mecanică unde acest lucru mecanic servea şi la
ridicarea temperaturii în vederea posibilităţii condensării la temperatura mediului ambiant.
Mărirea nivelului energiei interioare a mediului de lucru, de la valoarea necesară preluării
căldurii Q0 în vaporizator până la o temperatură superioară mediului ambiant, în vederea
evacuării căldurii Qk, în condensator se face prin introducere de energie termică (căldura Q1) şi
nu de energie mecanică ca la maşinile frigorifice cu comprimare de vapori. Temperatura necesară
la fierbător este cuprinsa între 80..100°C. Prin urmare căldura Q necesară la fierbător poate
proveni din recuperarea unei călduri evacuate, fapt ce măreşte cu mult economicitatea instalaţiei.
Fig. 12.3. Schema ameliorată de funcţionare a maşinii frigorifice cu absorţie monoetajată
Pentru îmbunătăţirea indicilor de funcţionare se pot aduce o serie de perfecţionări schemei
anterioare. Rolul subrăcitorului SR este de a mări puterea de răcire a instalaăiei în contul uscării
şi supraâncălzirii vaporilor proveniţi din vaporizator. Singurul dezavantaj al supraâncălzirii îl
constituie consumul mai mare de apă la absorbitor. Prin subrăcire creşte însă puterea frigorifică.
Rolul rectificatorului R şi a prerectificatorului PR este ca şi al deflegmatorului D de a reduce la
minimum prezenţa dezavantajoasă a vaporilor de absorbant în soluţia gazoasă ce pleacă din
fierbător spre condensator. Se realizează acest lucru prin răcirea treptată a soluţiei fierbinţi mai
întâi în prerectificator prin contact direct cu soluţia lichidă încălzită în SC, apoi în rectificator cu
ajutorul soluţiei reci concentrate care vine din absorbitor şi în fine în deflegmator, cu ajutorul
apei de răcire. În urma acestei răciri până la o temperatură cu aproximativ 10°C mai mare ca cea
de condensare, o parte din soluţia gazoasă se condensează. În principal acest condens va fi format
din absorbant care are un punct de condensare mult mai ridicat ca şi agentul frigorific.
Concentraţia vaporilor rămaşi poate depăşi 99,5% agent frigorific. Condensatul format
este condus din nou în fierbator, putând fi folosit pe parcurs pentru rectificare. Rolul
antefierbatorului AF, ca şi al schimbatorului de caldura SC este de a recupera o parte din caldura
cu care solutia slaba, fierbinte pleacă spre absorbitor. Căldura recuperată este folosită pentru
încălzirea soluţiilor concentrate reci ce vin din absorbitor, respectiv din rectificator şi
prerectificator.
Soluţia concentrată poate ajunge astfel la temperatura de fierbere încă din AF, rezultând o
reducere apreciabilă a căldurii Q1. În acelaşi timp prin reducerea temperaturii soluţiei slabe în AF
şi SC scade şi consumul de apă de răcire în absorbitor, deci o creştere a capacităţii de absorbţie a
soluţiei din absorbitor. Acelaşi rol îl are şi RI.
Domeniul de utilizare al maşinii frigorifice cu absorbţie monoetajată este acela al unor
puteri de răcire mijlocii, pentru t0= +5...-45°C şi temperaturi ale sursei de căldura de
+100...+500°C.
12.3. INDICII ECONOMICI AI MAŞINII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE
Pentru funcţionarea maşinii frigorifice cu absorbţie, cu scopul extragerii căldurii Q0 la
temperatura t0 şi evacuarea ei la temperatura tk este necesar să se introducă căldura Q1 în
fierbător, lucrul mecanic Lp pentru antrenarea pompei şi să se evacueze căldura Qk în condensator
şi căldura Qa în absorbitor. Pe baza definiţiei generale a eficienţei:
pLQ
Q
1
0 (8121)
sau cu neglijarea lucrului mecanic:
1
0
( 12.2 )
Pentru stabilirea expresiei eficienţei teoretice din condiţia obligatorie pentru ciclurile
reversibile ca suma căldurilor reduse sa fie nulă se obţine:
A
A
k
k
TQ
TQ
TQ
TQ
1
1
0
0 (12.3)
deoarece Ta
~ Tk fiind aceeaşi apă de răcire:
k
Ak
TQQ
TQ
TQ
1
1
0
0 (12.4)
Cu considerarea bilanţului energetic:
Qk + Qa = Q0 + Q1 + Lp ( 12.5 )
şi neglijând lucrul mecanic al pompei rezultă:
0
1
1
0
0
1
1
0
11
11
TTTT
TT
TT
TTQQ
k
k
k
kt
(12.6)
Eficienţa este cu atât mai mare cu cât T0 şi T1 sunt mai ridicate, iar Tk cât mai joasă.
Pentru t0= -10°C, t1== +100°C si tk= +30°C (valoare obişnuită), rezultă teor = 1,2.
Datorită caracterului ireversibil al proceselor din maşina reală, real
= 0,6...0,9. real creşte
prin creşterea temperaturii de vaporizare t0 şi scăderea temperaturii de condensare tk. Creşterea
temperaturii de fierbere t1 are ca efect scăderea lui real dacă t1 depăşeşte +140°C. Optimul lui t1
este în zona stabilă de funcţionare între +70 şi +140°C (fig. 12.4).
Fig. 12.4 Variaţia eficienţei în diferite condiţii de exploatare
Maşinile frigorifice cu absorbţie sunt superioare acelora cu compresor în domeniul
temperaturilor joase de vaporizare în special datorită folosirii pompei în locul compresorului,
astfel încât realizarea oricărui raport de comprimare nu prezintă nici o dificultate. Astfel, dacă
pentru t0= -15...-20°C eficienţa unei maşini cu compresor este aproximativ egală cu eficienţa
unei maşini cu absorbţie, la t0= -30°C, eficienţa maşinii cu compresor scade la 50% în timp ce la
maşina cu absorbţie nu scade cu mai mult de 5...6%.
Dintre dezavantajele utilizării maşinii cu absorbţie:
-intrarea mai grea în regim
-consum mare de apă de răcire
1
Temperatura intr-un autoturism de clasa medie unde: timpul calatoriei, 1 ora
temperatura exterioara, 30 °C radiatie solara
cu aer fara aer Zona conditionat conditionat
Cap
23 ° C
42 °C
Piept
24 ° C
40 ° C
Picioare
28 ° C
35 ° C
Tem
pera
tura
inte
rioar
a
Deb
it ae
r
Climatizarea in vehicul
De ce aer conditionat?
Oamenii se simt confortabil la o anumita temperatura si umiditate atmosferica.
Ca o parte componenta a securitatii active, starea de confort la volan e un factor cheie.
Climatizarea interioara a vehiculului are un efect imediat asupra oboselii la volan si im- plicit asupra sigurantei traficului.
O temperatura interioara confortabila este dependenta de temperatura exterioara si de debitul de aer, astfel:
– Atunci cand soarele radiaza puternic, ae- rul incins din interior se poate inlocui doar cu aer cu temperatura exterioara.
– In plus, temperatura aerului admis cres- te din punctul de admisie pana la cel de evacuare.
– Deschiderea unei ferestre, trape, sau sta- bilirea unei turatii mai mari a ventilatoa- relor pentru cresterea confortului, va re- zulta de obicei intr-o crestere a curentului de aer precum si expunerea la alti factori cum ar fi zgomotele, polenul si gazele de evacuare.
Temperatura exterioara joasa (ex. -20 °C)
Temperatura interioara mare 28 °C Debit mare de aer: 8 kg/min
C
Temperatura exterioara inalta (ex. 40 °C) Temperatura interioara joasa 23 °C 28
Debit mare de aer: 10 kg/min 26
Temperatura exterioara medie (ex. 10 °C) Temperatura interioara joasa 21,5 °C 24
Debit mare de aer: 4 kg/min 22
Chiar si sistemele moderne de climatizare au dificultati in mentinerea unei temperatu- 20
Curbe confort
kg/min 8 6 4 2 0
ri interioare placute atunci cand temperatu- -20 -10 0 10 20 30 40 C 208_043 ra mediului ambiant (exterioara) este mare. De ce?
Temperatura exterioara Un nivel ridicat al umiditatii aerului creeaza la randul sau un grad ridicat de disconfort.
208
2
Dis
conf
ort
Efectul unei temperaturi nepotrivite asupra corpului uman
Studii stiintifice efectuate de catre OMS (Organizatia Mondiala a Sanatatii) au aratat ca abilitatile umane scad atunci cand acesta este expus la conditii de stres.
Caldura este unul din factorii de stres.
Temperatura optima pentru condus este in- tre 20 si 22 °C. Aceasta corespunde treptei A din intervalul de confort al nivelului de climatizare.
Interval confort A B C
Transpiratie
Puls inima
O radiatie solara puternica poate creste temperatura interioara cu mai mult de 15 °C peste cea a mediului ambiant, in special in zona capului. Aceasta zona este cea mai pe- riculoasa din punct de vedere al efectelor.
low
Temperatura corp
Nivel climatizare moderat
high
208_042
Temperatura corpului precum si tensiunea cardiaca cresc, iar transpiratia va fi abun- denta. Oxigenarea creierului va fi defectu- oasa. Aceste simptome sunt valabile si pentru treapta B a intervalului de confort.
Treapta C din intervalul de confort al nive- lului de climatizare creeaza corpului un grad mare de disconfort. Medicii specializati in bolile specifice trafi- cului rutier numesc aceste conditii "stres climatic".
Studiile au aratat ca o crestere a temperatu- rii de la 25 la 35 °C, reduce perceptia senzo- riala cu aproximativ 20%. S-a estimat ca acest nivel este echivalent cu o alcoolemie de 0.5 ‰
Aparatul de aer conditionat – un sistem ca- re mentine temperatura aerului la un nivel confortabil pentru oameni si care in plus efectueaza purificarea si dezumidificarea acestuia – a fost creat special pentru a eli- mina complet acest tip de stres. Cu ajutorul unui aparat de aer conditionat este posibil sa se produca la nivelul gurilor de ventilatie o temperatura mult mai mica decat cea a aerului din mediul ambiant. Acest lucru este posibil atat atunci cand ve- hiculul stationeaza cat si cand se deplasea- za. Un alt efect benefic este acela al dezumidi- ficarii si purificarii aerului prin intermediul filtrelor de polen si cel cu carbon activ. Acest efect este la fel de important ca si scaderea temperaturii, mai ales pentru per- soanele cu alergii respiratorii .
Conditionarea aerului din interiorul vehiculului este:
- un element de siguranta - un accesoriu functional nu numai pentru cei pretentiosi
3
Pre
siun
e ba
r
Refrigerantul
R 134a
Refrigerantul cu punct scazut de firbere uti- lizat in aparatele de aer conditionat este un gaz. Gazul este invizibil, la fel ca si apa are ace- easi culoare in starile de agregare lichida si gazoasa. Refrigerantii nu se pot combina intre ei. Numai refrigerantii desemnati instalatiei de aer conditionat pot fi utilizati. Comercializarea si umplerea instalatiilor de aer conditionat ale vehiculelor cu refrige- rant R12 a fost interzisa. La ora actuala, in instalatiile de aer condi- tionat ale vehiculelor se utilizeaza numai refrigerantul R134a.
– R134a – fluorocarbonat care nu contine
atomi de clor – spre deosebire de R12 – care pot cauza degradarea stratului de o- zon al atmosferei terestre atunci cand molecula se disociaza.
– Curbele presiunilor de vaporizare ale ce-
lor doi refrigeranti, R12 si R134a sunt si- milare. R134a are aceeasi capacitate de racire ca si R12.
Refrigerant R12 – Diclorfluormetan formula chimica CCl2F2
o hidrocarbura clorinata (CFC) daunatoare mediului ambiant! Refrigerant R134a – Tetrafluoretan formula chimica CH2F-CF3
o carbofluorura (FC) nedaunatoare mediului ambiant!
Ordonanta interzicere halogeni
R134a
Aparatele de aer conditionat care fun- ctioneaza cu refrigerant R12, prin utiliza- rea unui kit de conversie, se pot adapta sa utilizeze R134a.
Sistemele modificate in acest fel nu mai au capacitatea initiala de racire.
In functie de presiunea si temperatura din circuitul de aer conditionat, refrigerantul va fi in stare gazoasa sau lichida.
16 14 Lichid 12 10 8
6
4
2
0
Destindere
Evaporare
Gaz
-30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 70 Temperatura o C
Curba presiunii de vaporizare pentru R134a
208_050
4
MP
a Pr
esiu
ne
Pres
iune
ba
r
Starile refrigerantului R134a in ciclu- rile din aparatul de aer conditionat
In plus fata de curba presiunii de vaporiza- re, ciclurile arata schimbarile starii de agre- gare a refrigerantului in functie de presiu- ne si temperatura precum si nivelul caldu- rii specifice la care refrigerantul revine in starea initiala. Diagrama este o parte din diagrama de stare a refrigerantului R134a pentru un sis- tem de aer conditionat.
Pot aparea diferente ale valorilor absolute in functie de specificatiile sistemului de aer
conditionat al vehiculului.
Nivelul energetic este un factor cheie in constructia aparatelor de aer conditionat. Arata de cata energie este nevoie, in va- porizator si condensator, pentru a inde- plini cerintele de racire ale sistemului. Marimi fizice R134a:
Punct fierbere: 26,5 °C Punct inghet: 101,6 °C Temperatura critica: 100,6 °C Presiune critica: 4,056 MPa
(40,56 bar)
R 134a
Curba de temperatura Lichid saturat
Punct critic (presiune/temperatura)
Curba de temperatura Vapori saturanti
4,0 40
2,0
90 90
85 80 80
70 70 20
C 1,6
1,0
0,8
60 60 16 B
50 50
40 40 10
30 30 8
0,6 20 20 6
0,4 10 10 4
0,3 0 C 0 C 3
D A
0,2
2 200 240 280 320 360 400 440
Caldura specifica kJ/kg
208_053
A B Comprimare in compresor, temperatura si presiunea cresc, trecere in starea gazoasa.
B C Procesul de condensare in condensator, presiune mare, temperatura incepe sa scada, lichidul paraseste condensatorul usor racit
C D Expansiune = scaderea brusca a presiunii, cu rezultat evaporarea
D A Procesul de evaporare (absorbtie de caldura) din vaporizator.
Tranzitia din starea de vapori in cea gazoasa (presiune joasa)
Curba de temperatura in punctul B
Pentru glosar vezi pagina 72
5
Sistemul de racire
Principiul de functionare a circuitului de racire
Procesul de racire si conditiile tehnice
Cunoastem ca: Pentru a raci un obiect, trebuie sa absor- bim caldura. La vehicule se utilizeaza un sistem de refrigerare cu compresor. Intr-un circuit inchis, circula continuu un refrigerant care isi schimba alternativ sta- rea de agregare (lichid – gaz si vice versa).
Refrigerantul este:
– comprimat in stare gazoasa; – condensat prin disiparea caldurii; – evaporat prin reducerea presiunii si ab-
sorbtia de caldura.
Nu se produce aer rece, ci se ex- trage caldura din aerul care circula in si inspre habitaclu.
Circuit de joasa presiune
Circuit de inalta presiune
Cum functioneaza?
Compresor
208_071
In compresor intra gaze la presiune si temperatura joase.
Refrigerantul este apoi comprimat, re- zultand o crestere de temperatura, apoi el este pompat in circuitul de inalta presiune.
In aceasta faza, refrigerantul este in stare gazoasa si are valori mari pentru presiune si temperatura.
Aer racire
Condensator
6
208_073
Supapa
Aer proaspat, racit
Refrigerantul lichid comprimat continua sa curga catre o sectiune ingustata. Aceasta sectiune poate fi sub forma unui restrictor sau a unei supape de expansiune. Odata ajuns aici, este injectat in vaporizator loc unde ii scade presiunea (circuitul de joasa presiune). In interiorul vaporizatorului, refrigerantul li- chid se destinde si se evapora. Caldura de evaporare este absorbita de la aerul proaspat admis care trece printre la- melele vaporizatorului.
In aceasta faza, refrigerantul este in stare de vapori, iar temperatu- ra si presiunea au valori scazute.
Vaporizator
208_004
Aer proaspat, cald
208_072 208_074 Refrigerantul urmeaza calea scurta catre condensator (lichefiator). Aici se extrage caldura din gazul fierbinte comprimat de catre aerul care raceste con- densatorul. Refrigerantul condenseaza si devine lichid, atunci cand isi atinge punctul de transfor- mare fazica gaz-lichid (dependent de presi- une).
In aceasta faza, refrigerantul este in stare lichida si are presiune ri- dicata si o temperatura medie.
Acum, aflat din nou in stare gazoasa, refri- gerantul iese din vaporizator, pentru a intra din nou in compresor si a urma din nou ci- clul. Astfel, dupa cum se observa, avem de- a face cu un sistem in bucla inchisa.
In aceasta faza, refrigerantul este din nou in stare de vapori, iar temperatura si presiunea au va- lori scazute.
7
2
Sistemul de racire
Circuitul de racire cu supapa de expansiune
I H G
JD IP
Presiune de lucru IP = Inalta Presiune JP = Joasa Presiune
In documentatia tehnica, cum ar fi Manu- alul de Reparatie, componentele sunt re- prezentate in forma schematica.
JP IP
A B C D E F 208_032
I H
1 E D
A
B Sistemul se activeaza in mo- mentul in care motorul este pornit. Din acest motiv, com- presorul este dotat cu un am- breiaj comandat magnetic.
1 MPa = 10 bar Valorile absolute de- C pind de autovehicul. Consultati Manualul de Reparatie.
Presiunile si tempera turile din circuit (ex emplu)
1
Comprimare Pana la aprox. 1,4 MPa (14 bar) Temperatura aprox. 65 °C
2
Condensare Presiune aprox. 1,4 MPa (14 bar) Reducere temperatura: 10 °C
8
Legenda
3
Inalta presiune
Joasa presiune
F G
Componente:
A Compresor cu ambreiaj magnetic B Condensator C Rezervor refrigerant cu uscator D Senzor inalta-presiune E Cupla service, inalta-presiune F Supapa expansiune G Vaporizator H Cupla service, joasa-presiune I Amortizor (dependent de vehicul)
Din motive de siguranta cir- cuitul refrigerantului nu tre- buie deschis. Daca este nece- sara sa se intervina in circuit, refrigerantul trebuie golit ina-
4 inte, utilizand un echipament adecvat acestei operatii.
208_031 Capacitatea de racire a sistemului de aer conditionat depinde de tipul vehicului (ve- hicul de pasageri, microbuz) si de cerintele specificate la instalare.
Componentele de la A la H exista in orice sistem. Pot aparea in plus conexiuni de ser- vice aditionale, senzori de temperatura, contacte de presiune pentru circuitele de inalta si joasa presiune, suruburi pentru scurgerea uleiului, in functie de constructia si cerintele sistemului. Dispunerea compo- nentelor in interiorul circuitului poate diferi de asemenea. Unele sisteme sunt dotate cu un amortizor, situat inainte de admisia in compresor, pen- tru amortizarea vibratiilor refrigerantului.
Presiunile si temperaturile din circuit de- pind intotdeauna de starea curenta a siste- mului. Valorile specificate sunt doar cu ca- racter informativ. Ele sunt atinse dupa a- proximativ 20 min. la o temperatura exte- rioara de 20 °C si la o turatie a motorului a- flata intre 1.500 si 2.000 rot/min. La o temperatura de 20 °C si cu motorul oprit, in circuitul de aer conditionat se va creea o presiune de 0,47 MPa (4,7 bar). In continuare, vor fi examinate in detaliu componentele circuitului de racire cu supa- pa de expansiune (pentru detalii despre cir- cuitul de racire cu restrictor, vezi pagina 28)
3 4 1 Destindere aprox. intre 1,4 - 0,12 MPa (14 - 1,2 bar) Temperatura intre aprox. 55 - 7 °C
Vaporizare Presiunea aprox. 0,12 MPa (1,2 bar) Temperatura aprox. 7 °C
208_033
9
Sistemul de racire
Compresorul
Compresoarele utilizate in sistemele de aer conditionat sunt de tipul cu piston cu un- gere cu ulei. Ele intra in functiune numai a- tunci cand sistemul de aer conditionat este pornit, aceasta facandu-se prin intermediul unui ambreiaj cu actionare magnetica.
Compresorul creste presiunea si implicit temperatura refrigerantului.
Fara aceasta crestere de presiune nu ar fi posibila destinderea si racirea refrigerantu- lui din sistemul de aer conditionat.
Pentru ungerea compresorului se utilizeaza un ulei special. Aproape jumatate din can- titate ramane in compresor, cealalta juma- tate circuland impreuna cu refrigerantul. Ca protectie, compresorul este dotat cu o supapa de suprapresiune.
Procesul de comprimare
Compresorul absoarbe refrigerantul iesit din vaporizator la o presiune joasa si in stare gazoasa.
Este "vital" pentru functionarea compreso- rului ca refrigerantul sa fie in stare gazoa-
sa, intrucat lichidele sunt practic incompre- sibile putandu-l distruge (similar cum lichi- dul de racire patruns in cilindru poate dis- truge motorul).
Compresorul comprima refrigerantul si il deplaseaza fortat catre condensator, prin circuitul de inalta presiune, sub forma unui gaz fierbinte cu presiune ridicata.
208_028
Astfel compresorul reprezinta interfata din- tre circuitele de inalta si joasa presiune a refrigerantului.
Compresor
Ambreiaj magnetic
208_045
10
Modul de lucru al compresorului
Compresoarele sistemelor de aer conditio- nat functioneaza dupa mai multe principii:
– Compresor cu pistoane reciproce – Compresor centrifugal spiralat – Compresor cu pereti flotanti – Compresor cu platou pendular
In continuare vom examina in detaliu com- presoarele cu platou pendular.
Miscarea de rotatie a axului de antrenare este convertita in miscare axiala (miscarea unui piston) prin intermediul unui platou pendular. In functie de tipul compresorului, pot exis- ta intre 3 si 10 pistonase dispuse radial in jurul axului de antrenare. Fiecarui piston ii sunt atribuite doua supa- pe, admisie si evacuare (presiune). Aceste supape se deschid/inchid in functie
Arbore intrare
Platou pendular
208_027
Supape admisie si evacuare
Piston
de ciclul de lucru al pistonului. Sistemele de aer conditionat se apreciaza la
turatia maxima a compresorului (turatia compresorului este totusi dependenta de
cea a motorului). Intervalul de variatie a turatiei compreso- rului este aproximativ 0 – 6.000 rot/min. Acesta afecteaza umplerea vaporizatorului cat si capacitatea de racire a sistemului de aer conditionat. Astfel au fost dezvoltate compresoarele cu cilindree variabila, pentru a se adapta la tu- ratia motorului, temperatura exterioara cat si cea dorita in interior.
Cilindreea compresoarelor se adapteaza prin variatia unghiului de inclinare a pla- toului.
La compresoarele cu cilindree constanta (platou cu unghi de inclinare fix), adapta- rea necesarului puterii de racire se face prin intermediul cuplarii/decuplarii perio- dice a ambreiajului magnetic.
Compresor cu platou pendular (fara auto reglare) Unghi constant de inclinare a platoului. Cilindree fixa.
208_046
Piston Platou pendular Compresor cu platou pendular (auto-reglabil) Unghi variabil de inclinare a platoului. Cilindree variabila.
11
Sistemul de racire
Condensatorul
Condensatorul este racitorul sistemului de aer conditionat.
Constructia condensatorului
Condensatorul este alcatuit dintr-un tub a- tasat de niste lamele, ce creeaza o suprafa- ta mare de schimb de caldura. Condensatorul este racit cu ajutorul unui ventilator, dupa ce sistemul de aer condi- tionat a fost pornit, pentru a putea asigura circulatia refrigerantului. Condensatorul es- te montat inaintea radiatorului de racire a motorului, aceasta crescandu-i eficienta.
208_023
Schimbul de caldura din condensator se e- fectueaza prin intermediul aerului ce trece printre lamelele sale. La unele vehicule pot exista in plus fata de ventilatorul pentru ra- cirea motorului si ventilatoare suplimenta- re. De obicei ventilatorul porneste atunci cand aerul conditionat este pornit, dar nu si in cazul in care este montat un senzor de presiune G65. In acest caz pornirea ventila- torului se va face in momentul in care se va atinge o anumita presiune. Impuritatile in- trate printre lamelele condensatorului pot reduce performantele condensatorului si chiar pe cele de racire ale motorului.
Functionarea condensatorului
Refrigerantul vine de la compresor sub for- ma de gaz fierbinte (50-70 °C) cu presiune ridicata si intra in condensator, unde se ra- ceste. Racirea este efectuata de catre aerul care trece printre lamelele si tubul conden- satorului. Cand refrigerantul se raceste, la o anumita temperatura si presiune, el condenseaza transformandu-se in lichid, care iese prin partea de jos a condensatorului.
Aer ambiant, rece
Condensator
Ventilator
Radiator
Aer ambiant, incalzit
Refrigerant, gaz fierbinte
Refrigerant, lichid
208_024
Condensatorul mai este numit si lichefiator, din pricina modului sau de functionare.
12
Vaporizatorul
Retur refrigerant (stare: gazoasa)
Tur refrigerant (stare: vapori)
208_029
Vaporizator tubular
Functionare
Refrigerantul iesit din supapa de expansiu- ne se destinde in vaporizator, racindu-l con- siderabil.
Refrigerantul se transforma in gaz (atinge punctul de fierbere).
Cand refrigerantul din vaporizator incepe sa fiarba, temperatura este sub punctul de in- ghet a apei.
Refrigerantul isi extrage caldura pentru e- vaporare de la peretii tuburilor prin care circula, tuburi care sunt in contact cu aerul inconjurator.
Aerul ce intra in contact cu vaporizatorul este racit si apoi trimis catre habitaclu.
208_030
Umezeala din aerul racit se colecteaza pe vaporizator in locurile unde temperatura aerului scade sub punctul de condens (de roua). Astfel se produce apa prin condensare, iar aerul este uscat. Aceasta imbunatateste no- tabil conditiile de confort din interior. Pe vaporizator, in conditii de umezeala, se depun particulele aflate in suspensie in aer, astfel efectuandu-se si o purificare a aeru- lui.
Acumularile de apa ce se for- meaza sub masinile stationate, nu sunt un semn de defect.
10. COMPRESOARE MECANICE
10.1. PARTICULARITATI ALE COMPRESOARELOR
FRIGORIFICE
Fata de compresoarele obisnuite, compresoarele frigorifice prezinta urmatoarele
particularitati:
- datorita dimensiunilor reduse ale spatiilor de refulare si de aspiratie si a variatiei
regimului de functionare a masinii frigorifice presiunile de refulare si aspiratie nu sunt constante.
Prin urmare si raportul acestor presiuni este variabil: 10-12 pentru compresoarele monoetajate,
respectiv pana la 50-60 pentru cele bietajate.
- coeficientul de incalzire (w) si de umplere(u) si deci coeficientul de debit au
valori reduse in special in cazul antrenarii de picaturi de agent lichid in timpul aspiratiei sau al
comprimarii, insotita de o racire intensa a cilindrilor. Aceste picaturi vaporizeaza in timpul
destinderii si aspiratiei micsorand cantitatea de agent frigorific proaspat aspirat. In acelasi timp
schimbul de caldura cu peretii este favorizat si se mareste consumul de lucru mecanic.
- posibilitatea formarii de lichid in cilindru impune masuri constructive speciale in
vederea evitarii loviturilor hidraulice.
- instalarea compresoarelor frigorifice in cladiri locuite sau in apropierea acestora
impune functionarea fara zgomot si fara trepidatii, deci o echilibrare dinamica cat mai buna.
- compresoarele frigorifice sunt constructii ermetice fata de mediul ambiant cu o
constructie robusta si sigura, pentru o exploatare de durata.
- etanseitatea compresoarelor frigorifice fata de scaparile de agent sau patrunderii de
aer conditioneaza o serie de constructii specifice dintre care s-au dezvoltat cele capsulate.
- agresivitatea unor agenti frigorifici fata de materialele obisnuite impune folosirea
unor materiale speciale, (amoniacul este agresiv fata din aliajele cuplului din cuzineti, freonul
este agresiv fata de garniturile din cauciuc etc.).
10.2. CLASIFICARI
Luandu-se ca baza principiul de producere a comprimarii agentului frigorific se deosebesc
doua grupe mari: volumice, turbucompresoare. La randul lor, dupa criterii constructive,
compresoarele volumice se impart in:
- cu miscare liniara - alternativa a pistonului
- cu pistoane rotative
- elicoidale (cu surub)
- cu membrana
Dupa aceleasi criterii turbocompresoarele sunt:
- centrifugale sau radiale
- axiale
Din punct de vedere al puterii frigorifice realizate in conditii normale (t0= -10ºC; tk=25ºC)
compresoarele sunt:
-foarte mici: Q0=0,35÷6 kW pentru instalatii casnice, vitrine frigorifice
-medii:Q0=6÷115kW pentru instalatii de conditionare, instalatii comerciale,
antrepozite frigorifice
-mari: Q0=115÷350 kW pentru antrepozite frigorifice, patinoare etc.
-foarte mari: Q0 mai mare de 350 kW penru industria chimica, congelare rapida
etc.
Cele mai raspandite sunt cele cu piston in miscare alternativa acoperind domeniul casnic si
cel industrial pana la debite de agent frigorific de 0,35 m3/s. Fabricarea lor este cea mai ieftina,
dar pe de alta parte se uzeaza cel mai repede avand mai multe elemente mobile. Sunt sensibile la
lovituri hidraulice si au o durata de exploatare mai mica decat celelalte tipuri. Intretinerea lor este
simpla si piesele de schimb ieftine. Aceste compresoare pot realiza cele mai mari rapoarte de
compresie, pk/p0=100.
Principalele 4 tipuri de compresoare comerciale sunt:
1. Deschis-antrenate prin curea ( turaţie mică 500÷1750 rot/min );
2. Deschis-antrenare directă (turaţie medie 1160 sau 1750 rot/min );
3. Semiermetic- (1750 rot/min );
4. Ermetic-capsulate ( 3500 rot/min ).
Durata de viaţă a compresorului scade cu creşterea turaţiei şi a temperaturii de
condensare.
Condensatoarele pot fi răcite cu apă sau cu aer, cele cu aer fiind mai uşor de întreţinut.
Condensatoarele cu aer pot fi integrate cu compresorul sau evaporatorul .
Grupurile compresor-condensator sunt clasificate de ridicată, medie şi joasă temperatură .
Temperaturile de evaporare corespunzătoare sunt:
Temperatura de condensare ridicată: -1˚C la +20˚C;
Temperatura de condensare medie: -23˚C la -1˚C;
Temperatura de condensare joasă: -40˚C la -23˚C.
Agenţii frigorifici se aleg dintre R12, R22 si R502 funcţie de aplicaţie .
Cunoscând presiunea din cameră, temperatura camerei şi temperatura de intrare în
evaporator (temp.intrare=temperatura cameră-diferenţă de temperatură TD aleasă ) se poate alege
condensatorul.
Modelele de condensatoare sunt mai puţine decât cele pentru evaporatoare, de aceea se
aleg mai întâi evaporatoarele în funcţie de diferenţa de temperatură cameră-intrare evaporator şi
apoi se alege condensatorul cu capacitatea de răcire acoperitoare.
Când compresorul este cel mai rece element din sistem se folosesc încălzitoare in carterul
compresorului.
Se recomandă folosirea câte unui sistem de răcire pentru fiecare cameră iar în situaţii
critice două sisteme independente.
Compresoarele cu pistoane rotative sunt la randul lor de doua tipuri:
-cu piston de rostogolire;
-cu lamele culisante in rotor.
Sunt folosite in cazul debitelor mari (pana la 1,5 m3/s) si diferentelor de presiune
moderate si in special ca booster in trepte de joasa presiune.
Avantajele acestor compresoare sunt: compactitate, echilibrare usoara, numar mic de
piese mobile si intretinere simpla.
Dezavantajele: fabricare dificila si scumpa, etansare dificila a volumelor de lucru.
Compresoarele cu surub sunt utilizate in instalatii frigorifice mari cu debite de agent
frigorific de 0,2÷1,5 m3/s si mai mari. Functioneaza cu amoniac sau freon, fara zgomot si
trepidatii deoarece nu au forte inertiale. Ungerea, etansarea si racirea se realizeaza prin injectarea
uleiului in spatiul de lucru al compresorului.
Compresorul cu membrana reprezinta forma cea mai simpla de compresor separand
complet incintele masinii frigorifice de mediul exterior. Membrana are o miscare vibratorie data
de diferite mecanisme: excentric, biela-manivela sau electromagnet.
In domeniul in care pot fi folosite aceste compresoare, ele prezinta urmatoarele avantaje:
etansarea perfecta, repararea usoara si ieftina, exploatare simpla. Domeniile de utilizare sunt insa
foarte restranse datorita debitelor si rapoartelor de presiuni mici.
Turbocompresoarele se folosesc in instalatiile frigorifice mari. Turbocompresoarele
centrifugale au caracteristici de lucru mai bune in conditiile variabile ale instalatiei frigorifice, iar
cele axiale au randament mai bun in condiţii nominale de exploatare. Se folosesc pentru
acoperirea de sarcini de racire foarte mari, iar pentru a realiza rapoarte mari de presiuni se
cupleaza mai multe trepte. Sunt o solutie economica deoarece au dimensiuni mici, sunt
echilibrate, fără zgomot si au intretinere usoara.
10.3. COMPRESOARE CU MISCARE LINIAR-ALTERNATIVA A
PISTONULUI
10.3.1 TIPURI CONSTRUCTIVE DE COMPRESOARE CU PISTON
Componentele principale ale compresorului cu piston (Fig.10.1) sunt cilindrul (1) în care
se mişcă pistonul (2), care primeşte mişcare liniar-alternativă prin mecanismul bielă-manivelă (3)
de la arborele cotit al compresorului acţionat de către un motor.
Fig.10.1 Compresor contracurent
Când pistonul se mişcă în jos compresorul aspiră, din instalaţia de presiune joasă p0,
vaporii lichidului de răcire prin supapa de admisie (4). Când pistonul ajunge în punctul mort
inferior PMI cilindrul este plin cu vapori pe care pistonul începe să îi comprime avansând spre
punctul mort superior, PMS.În timpul avansării pistonului spre PMS, presiunea devine mai mare
decât cea din instalaţia de înalta presiune p, se deschide supapa de evacuare (5) şi începe
evacuarea vaporilor comprimaţi până când pistonul ajunge în P.M.S.
Supapele de admisie şi de evacuare se deschid sub acţiunea diferenţei de presiune, astfel
încât presiunile admisiei şi evacuării sunt determinate de presiunile din vaporizator respectiv
condensator.
În compresorul cu simplă acţiune aspiraţia şi evacuarea se desfăşoară numai pe o parte a
pistonului iar în compresorul cu dublă acţiune aspiraţia şi evacuarea se desfăşoară pe ambele părţi
ale pistonului.
Dacă vaporii îşi schimbă sensul prin compresor atunci acesta este un compresor în
contracurent (Fig.10.1),iar dacă nu-şi schimbă atunci acesta este un compresor în echicurent
(Fig.10.2).
La un compresor în echicurent supapa de admisie se află în capul pistonului (1), iar
supapa de evacuare se află în capul cilindrului (2). Pistonul are două orificii laterale (3) prin care
vaporii sunt aspiraţi din ferestrele de pe pereţii cilindrului (4).
Fig.10.2 Compresor echicurent
Variantele constructive de bază sunt determinate de numărul şi dispunerea pistoanelor,
numărul treptelor de comprimare, tipul mecanismului bielă manivelă, de tipul şi modul acţionării
acestuia. La construcţia compresorului trebuie ţinut cont şi de lichidul folosit în instalaţia de
răcire.
10.3.2 COMPRESORUL CU PISTON REAL
Până acum s-a presupus că în instalaţia de răcire este vorba de un compresor ideal, fără
spaţiu mort, nu există frecare, nu există pierderi din cauza curenţilor de vapori în supape şi
canale, în care nu sunt pierderi din cauza neetanşeităţii la supapele de admisie şi de evacuare şi
dintre piston şi cilindru.
La compresorul real trebuiesc luate în calcul toate acestea şi de aceea capacitatea de
răcire respectiv debitul real al vaporilor aspiraţi va fi mai mic decât cel pe care compresorul l-ar
aspira în ciclul ideal.
Lucrul mecanic de comprimare va fi mai mare la compresorul real pentru a acoperi
pierderile.
Aceste diferenţe între compresorul real şi cel ideal sunt cuprinse în:
- coeficientul de debit , care arată diferenţa între capacitatea de răcire Q0 la compresorul
real faţă de cel ideal la acelaşi debit volumic Vs m3/s;
- randamentul efectiv e care arată diferenţa dintre puterea efectivă la arborele cotit al
compresorului real faţă de cel ideal la 1 kg de fluid de răcire pe care compresorul îl comprimă şi
îl transmite spre condensator.
În ciclul de comparare se consideră destinderea izocoră. Starea vaporilor la intrare în
compresor şi presiunea de evacuare din compresor se iau aceleaşi la compresorul ideal ca şi la cel
real.
Coeficientul de debit este raportul dintre cantitatea de vapori a mediului de răcire pe care
compresorul o evacuează real mr [kg/s] şi cantitatea de vapori evacuată de compresorul ideal mt
[kg/s] la acelaşi debit volumic Vs [m3/s].
Dacă vd [m3/kg] este volumul specific al vaporilor la intrarea în compresor:
V
vm
vm
vm
m
m
s
dr
dt
dr
t
r (10.1)
10.4. COMPRESOARE CU PISTOANE ROTATIVE,
ELICOIDALE SI CU MELC
Fiecare compresor cu piston rotativ consta dintr-o carcasa cilindrica in interiorul careia
exista un corp cilindric (piston). Ele prezinta o serie de avantaje: dimensiuni si masa redusa ca
urmare a turatiei ridicate, constructii foarte bine echilibrate cu mers linistit, posibilitatea de
realizare de rapoarte de comprimare mari, nu au supapa de aspiratie, racire buna prin injectarea
uleiului in spatiul de comprimare.
Comprimarea agentului frigorific poate fi:
-interioara ca urmare a variatiei volumului spatiilor de comprimare; din aceasta
categorie fac parte compresoarele cu rotor cu miscare de rostogolire si lamela culisanta in stator,
cele cu lamele culisante in rotor, cu inel de lichid etc.
Compresoarele cu piston de rostogolire s-au folosit initial la frigidere casnice, iar in
prezent ca prima treapta in instalatii de temperaturi scazute.
Fig. 10.8 Compresor cu lamelă culisantă în stator
Compresoarele cu lamele culisante in rotor se folosesc pentru puteri frigorifice mari sau
drept compresoare pentru prima treapta de comprimare putandu-se obtine astfel temperaturi de
vaporizare de marimea: -68 ºC cu NH3; -82 ºC cu R-12; -87 ºC cu R-22.
Fig. 10.9 Compresor cu lamelă culisantă în rotor
La acest tip de compresoare, se recomanda ca diferenta dintre presiunea de refulare si
cea de aspiratie sa fie 2÷3 bar si raportul lor 5÷6.
-exterioara la care rotorul produce un transport al gazului si comprimarea se face
in momentul legarii compresorului cu reteaua: suflantele cu rotoare profilate ROOTS si JAGER.
-mixta, realizata partial prin variatia volumului si partial prin comprimare
exterioara: compresoarele elicoidale.
Compresorul elicoidal se utilizeaza pentru diferente mari de presiune si rapoarte mari
intre presiunea de refulare si cea de aspiratie. In aceste compresoare raportul de comprimare si
deci presiunea finala de refulare depind doar de geometria compresorului, iar reglajul puterii
frigorifice se realizeaza continuu printr-un dispozitiv tip sertar montat in partea inferioara a
rotoarelor in carcasa. În spatiul de lucru al compresorului elicoidal se injectează ulei pentru
ungere şi pentru o mai bună etanşeitate între zonele cu presiune joasă şi presiune înaltă.Totodată
acest ulei răceşte vaporii fluidului de răcire în timpul procesului de comprimare, ceea ce permite
realizarea unui raport mai mare de comprimare.
Fig. 10.10 Compresor elicoidal (screw)
Datorita superioritatii fata de celelalte tipuri de compresoare cu piston si fata de
turbocompresoare, compresoarele elicoidale au o utilizare mare pentru puteri mari si foarte mari:
400÷5000 m3/h, ceea ce pentru NH3 la t0= -10ºC si tk=+25ºC inseamna Q0=200÷3000 kW. Din
cauza coeficientului de debit ridicat si a temperaturii scazute de refulare aceste compresoare pot
realiza intr-o treapta aceleasi temperaturi de vaporizare ca si instalatiile cu piston in doua trepte.
Fig. 10.11 Compresor cu melc (scroll)
10.5. TURBOCOMPRESOARE
Turbocompresoarele se folosesc pentru capacităţi mari de răcire, respectiv pentru debit
mare de vapori ai fluidului de răcire. În general se folosesc turbocompresoare centrifugale,fiindcă
au caracteristici mai bune pentru condiţiile variabile în care lucrează instalaţia de răcire.
Turbocompresoarele axiale, care au un randament mai bun în regim nominal de lucru decât cele
centrifugale, se folosesc numai la capacităţi foarte mari de răcire.
Într-o treaptă a compresorului centrifugal nu se pot obţine rapoarte mari de comprimare,
din care cauză aceste compresoare în majoritatea cazurilor se construiesc cu două sau mai multe
trepte de comprimare. Aceasta dă posibilitatea ca ciclul instalaţiei de răcire să fie îmbunătăţit prin
răcirea intermediară a vaporilor supraîncălziţi după comprimarea în unele trepte de lucru.
Pentru capacităţi mari de răcire turbocompresoarele sunt cele mai economice, având
gabarite mici, sunt total echilibrate, lucrează silenţios, iar întreţinerea este relativ uşoară.
Greutatea moleculara a agentulului frigorific utilizat are o foarte mare influenta asupra
dimensiunilor. In vederea atingerii unui raport de comprimare dat sunt necesare cu atat mai
putine trepte cu cat greutatea molecalara a agentului frigorific este mai mare.
Debitul uzual al turbocompresoarelor variaza intre 900÷100000 m3/h.
Turbocompresoarele sunt folosite mai mult in industria chimica sub forma de masini cu
mai multe trepte si in cadrul instalatiilor mari de conditionare monoetajate.
Instalatii de climatizare 1
2. Instalatii de climatizare
2.1. Starea de confort
Instalaţia de climatizare trebuie să menţină anumite valori ale stării aerului într-o încăpere,independent de
condiţiile exterioare. Este vorba de temperatura,umiditatea, gradul de curăţenie şi intensitatea de mişcare a
aerului. În acest scop instalaţia este dotată cu ventilatoare, filtre, încălzitoare,răcitoare şi umidificatoare, precum şi
cu o serie de aparate de reglare automată.
În figura 2.17 este reprezentată schema unei instalaţii de climatizare. După ce a fost preparat, aerul este
introdus în încăperea climatizată şi părăseşte această încăpere cu stare modificată.
Din consideraţii economice o parte din aer este utilizat în continuare,iar partea de aer evacuat în atmosferă
se înlocuieşte cu aer proaspăt.
Instalaţiile de climatizare se împart în două grupe:
- instalaţii pentru confort
- instalaţii pentru scopuri tehnologice,denumite şi instalaţii industriale.
Fig.2.17. Schema unei instalaţii de climatizare
A-cameră de amestec.
F- filtru.
Pr- preîncălzitor.
U- umidificator.
S- separator de picături.
Po- postîncălzitor.
V1, V2- ventilatoare
Instalatii de climatizare 2
Instalaţiile pentru confort au rolul de a crea o stare plăcută a aerului pentru oameni, stare care este
determinată de condiţii termo-fiziologice şi igienice.
Astfel de instalaţii sunt folosite în săli aglomerate ca săli de spectacole, restaurante, săli de conferinţe,
birouri, spitale ş.a. dar şi în încăperi de locuit şi în vehicule.
Instalaţiile de climatizare industriale se întâlnesc în întreprinderile care prelucrează materii higroscopice
sau sensibile la temperatură,ca de exemplu întreprinderi textile, de tutun, alimentare, chimice, tipografii ş.a.
precum şi în laboratoare şi săli cu aparate precise şi sensibile cum sunt: aparate de măsură,tehnica de calcul,
tehnica nucleară ş.a.
Pentru a se realiza condiţii plăcute într-o încăpere este necesar ca aerul să aibe o anumită stare în ceea ce
priveşte temperatura şi umiditatea sa, stare care depinde de climatul exterior, de ocupaţia oamenilor din încăpere,
de starea lor de sănătate,de vârstă şi de sex.
În corpul omenesc se produce energie termică prin oxidarea alimentelor şi prin lucrul mecanic efectuat de
muşchi. Această energie este transportată cu ajutorul sîngelui la suprafaţa pielii unde se cedează mediului
ambiant.
Se poate scrie următorul bilanţ energetic,astfel energia produsă în corpul omenesc este compusă din:
- căldura schimbată prin convecţie
- căldura schimbată prin radiaţie
- căldura cedată prin evaporarea umidităţii
- variaţia energiei termice acumulate în corp
Senzaţia de confort se realizează atunci cînd acest bilanţ este satisfăcut fără ca să apară transpiraţia, dar să
nu fie nevoie nici de mişcarea persoanei în cauză,pentru a se încălzi; de asemenea nu trebuie să varieze nici
energia termică acumulată în corp. Căldura cedată prin evaporarea umidităţii reprezintă circa 24% din căldura
totală cedată de o persoană care nu se mişcă (în jur de 116 W), din care 14% se cedează prin difuzia de pe piele şi
10% prin respiraţie.
Pentru o persoană care execută o muncă grea şi cedează în jur de 4oo W, căldura cedată prin evaporare
reprezintă cca 6o% din total. (La eforturi extreme căldura cedată poate creşte pînă la 7oo W). Prin mărirea sau
reducerea vitezei de circulaţie a sîngelui, cât şi prin dilatarea sau contractarea fibrelor musculare,ceea ce conduce
la modificarea suprafeţei de contact între sînge şi ţesut,se reglează cedarea căldurii de către corpul omenesc. Dacă
temperatura aerului este atât de ridicată, încât nu se mai poate transmite suficientă căldură pe cale uscată, de pe
piele către mediul ambiant,intră în funcţiune glandele sudoripare ale pielii(cca 2,5 mil ) şi astfel creşte ponderea
căldurii cedate prin evaporare.
În figura 2.18 s-a reprezentat variaţia căldurii uscate(transmisă prin convecţie şi radiaţie), a căldurii
umede(evacuată prin evaporarea umidităţii) cât şi a căldurii total transmise în funcţie de temperatura aerului.
Instalatii de climatizare 3
Fig 2.18. Căldura cedată de corpul omenesc :Qus- căldura uscată.Qum- căldura umedă.Q0-căldura
totală
Umiditatea cedată de corpul omenesc aflat în repaus variază în funcţie de temperatura aerului,între 40 şi
50 g/h pentru temperaturi ale aerului cuprinse între 22 şi 26 °C.
Starea de confort condiţionată de acţiunea reciprocă între corpul omenesc şi încăpere apare ca rezultantă a
patru componente : temperatura şi umiditatea aerului, mişcarea aerului şi temperatura pereţilor încăperii.
Nu se poate indica o valoare standard în ceea ce priveşte temperatura de confort, întrucît această valoare
diferă de la individ la individ.
Totuşi valori ale temperaturii în jur de 2o°C sunt acceptate de majoritatea oamenilor. Pe timp de vară
temperatura din încăperi nu trebuie să coboare sub 6-8°C faţă de temperatura exterioară, diferenţe mai mari
producînd senzaţii neplăcute.
Umiditatea relativă poate varia între 35% şi 65% în funcţie şi de temperatura aerului. Dacă umiditatea
aerului este prea mare,se frânează procesul de evaporare a umidităţii de pe piele şi apare senzaţia de cald. In
figura 2.19 este reprezentată curba limită de apariţie a senzaţiei de cald pentru combinaţie de valori t-f.
Cu cât aerul conţine mai mult praf,cu atât umiditatea sa relativă trebuie să fie mai mare pentru a nu da
senzaţia de aer uscat.
Instalatii de climatizare 4
Fig 2.19. Curba limită de apariţie a senzaţiei de zăduf
Temperaturi ridicate ale aerului pot fi compensate în anumite limite prin mărirea vitezei aerului. Astfel la
temperatura de 24 °C viteza aerului poate urca până la 0,35 m/s. La temperaturi scăzute chiar mişcări lente ale
aerului produc senzaţia de curent, fapt pentru care la temperatura aerului de 18°C viteza aerului se limitează la
0,14 m/s.
În mediul înconjurător se găsesc un număr foarte mare de agenţi poluanţi care determină mii de noxe în
formă gazoasă . Chiar şi omul, care este elementul pentru care trebuie îmbunătăţită calitatea aerului, este o sursă
de poluare, deoarece degajă caldură, vapori de apă, anhidride carbonice şi consumă oxigen. Dacă cererea de
confort şi igienă nu este verificată, ocupanţii unei clădiri, a unei încăperi sau a unui spaţiu comercial pot manifesta
nenumeroase simptome: dureri de cap, înroşiri ale ochilor,iritaţii ale pielii, etc. Înainte de toate , trebuie definit ce
se înţelege prin calitatea aerului şi aici apar primele dificultăţi deoarece aerul este un amestec de diferite gaze care
conţin în suspensie particule solide de natură şi dimensiuni foarte diferite: microbi,spori,etc. Compoziţia aerului
pe care îl respirăm:
Componenţi %Volum
78 Azot
Oxigen 21
Anhidrida carbonica 0.03
Altele 0.97
Proiectarea termica a clădirii este indicat sa se facă la începutul proiectării fiindcă cerinţele de încălzire si
răcire ale clădirii sunt influenţate de arhitectura clădirii: suprafaţa vitrata, calitatea si dispunerea ei.
Pentru aceasta este important ca pentru clădiri climatizate sa se aplice metoda umbririi.
Din punct de vedere termotehnic umbririle exterioare sunt cele mai bune metode de climatizare.
Instalatii de climatizare 5
Energia necesara pentru încălzire se obţine de obicei prin arderea unui
combustibil:gaz,petrol,cărbune,lemne,dar se pot folosi si pompe de căldură cu consum de energie electrica.
Pompele de căldură lucrează după ciclul Clausius-Rankine generator cu comprimare mecanică,dar se
folosesc si maşini cu comprimare termo-chimică,cu absorbţie.
Maşinile cu absorbţie au randamente mai mici decât cele cu compresie mecanică,dar pot folosi si alt fel de
energie decât cea electrică.
2.2. Principiul de funcţionare al maşinilor frigorifice cu compresor
Instalaţiile frigorifice şi climatizare , sunt maşini termice care au rolul de a prelua căldura de la un mediu
având temperatura mai scăzută şi de a o ceda unui mediu având temperatura mai ridicată,aşa cum se observă şi pe
schema energetică din figura 2.20.Acesta poate să fie considerat cel mai simplu model de instalaţie
frigorifică,deoarece nu conţine nici un element de natură constructivă. Din acest punct de vedere poate să fie
asimilat cu o "cutie neagră", a cărei funcţionare va fi analizată în continuare şi care urmează să fie deschisă pentru
a se studia componenţa şi a i se releva secretele de proiectare, exploatare şi automatizare.
Mediul cu temperatura mai scăzută, de la care se preia căldură este denumit sursa rece, iar mediul cu
temperatura mai ridicată, căruia i se cedează căldură,este denumit sursa caldã. Este cunoscut că având capacitate
termică infinită,temperaturile surselor de cãldurã rãmân constante chiar dacă acestea schimbă căldură.
Fluxul de căldura absorbită de la sursa rece a fost notat cu Qk ,iar fluxul de căldură cedată sursei calde, a
fost notat cu Qk . Conform principiului doi al termodinamicii, pentru transportul căldurii, în condiţiile
prezentate,este necesar şi un consum de energie, notat cu P.
În cazul instalaţiilor frigorifice, sursa rece se găseşte sub temperatura mediului ambiant, iar procesul de
coborâre a temperaturii sub această valoare,este denumit răcire artificială.
Fig. 2.20. Schema energetică a instalaţiilor frigorifice şi de climatizare
Instalatii de climatizare 6
Mediul de răcire este o hidrocarbură halogenată denumită freon.
Freonii sunt substanţe sintetice care in condiţiile atmosferice de presiune si temperatură sunt in stare
gazoasa,dar care prin ridicarea presiunii in condiţiile răcirii la temperatura mediului ambiant pot fi lichefiate.
Proprietăţile caracteristice care le-au impus in utilizare sunt neimflamabilitatea si netoxicitatea acestora.
La început au fost folosiţi freoni cu clor in molecula (CFC –uri)dar după ce s-a observat ca ei sunt
răspunzători pentru distrugerea stratului de ozon care filtrează radiaţiile ultraviolete au fost scoşi din uz.
Utilizarea pe scara tot mai larga a CFC -urilor nu numai de climatizare dar şi în plan industrial a ridicat
problema influenţei negative a acestora asupra stratului de ozon din stratosferă. Acest strat absoarbe aproximativ
99% din radiaţiile ultraviolete provenite de la soare, oferind un ecran protector pentru viaţa de pe pământ. La o
altitudine mai mare de 15 km CFC-urile disociază fotolitic sub acţiunea tot mai puternică a razelor solare,
eliberând atomii de clor. Aceşti atomi reacţionează în lanţ cu ozonul O3 formând oxidul de clor ClO şi oxigen O2.
Se estimează că o singura molecula de clor distruge o mie de molecule ozon.
Pentru a compara între ele efectele diferiţilor agenţi frigorifici fiecăruia i s-a atribuit un indice
caracteristic privind potenţialul distructiv asupra ozonului ODP (ex. R11 şi R12 au ODP=1).
CFC-urile intervin de asemenea şi în efectul de seră care condiţionează temperatura la nivelul pământului.
Se estimează că CFC-urile sunt responsabile de 20% din creşterea acestui efect.
Acelaşi rol au hidroclorofluorcarburile HCFC, hidrocarburile monohalogene HFC, metanul, vaporii de
apă, de aceea pentru a le compara efectele s-a introdus potenţialul de încălzire globală a atmosferei GWP (ex.
R11are GWP=1,R115 are GWP=7,5).
Primele reglementari privind reducerea emisiilor de CFC-uri s-au luat prin Protocolul de la Montreal în
1987 care prevedea ca acestea să scadă la jumatate până în 1989 si să dispară în 1992.
La conferinţele de la Londra din 1990 şi Copenhaga 1992 s-a convenit renunţarea la CFC-uri până în
1995 şi înlocuirea lor cu HCFC-uri şi HFC-uri.
HCFC-urile: R22, R123, R124, R141b si R142b sunt permise pana în 2030.
HFC-urile aşa zişii freoni ecologici: R410A(40% difluoretan, 50% pentafluoretan), R407C(23%
difluoretan, 25% pentafluoretan, 52% tetrafluoretan),iar la autovehicule rutiere
R134a(tetrafluoretan),neinflamabile şi netoxice sunt înlocuitorii pentru viitorul apropiat (R134a pentru R22) iar
pe termen lung şi mediu,propanul R290 şi izobutanul R600a caracterizate prin ODP=0 si GWP=0 şi cu un preţ de
fabricaţie la un sfert din cel al agenţilor actuali.
Protocolul de la Kyoto a introdus reguli stricte privind manipularea freonilor.
Inima instalaţiei prezentate în fig.2.21. este compresorul(1)care asigură circulaţia agentului frigorific în
sistem. La intrarea în compresor agentul frigorific are stare gazoasă şi presiune mică. Compresorul ridică
presiunea gazului,care totodată se încălzeşte,după care gazul intră în condensator(2).
Instalatii de climatizare 7
Gazul cu presiune şi temperatură înaltă se răceşte în condensator (aproape până la temperatura aerului sau
a apei care răceşte condensatorul) şi se transformă într-un lichid cu presiune înaltă. Acest lichid este trimis printr-
o ţeavă capilară (la maşini frigorifice mai mici) sau printr-o supapă de expansiune (3) care au o rezistenţă
hidraulică mare. Are loc o scădere de presiune,în spatele supapei presiunea devine mai mică decât presiunea de
vaporizare care corespunde temperaturii freonului,astfel încât atunci când freonul intră în evaporator (4) se poate
evapora. Căldura necesară pentru evaporare se preia din masa proprie (se răceşte lichidul) şi din aer prin suprafaţa
evaporatorului, răcind aerul respectiv.
Fig. 2.21. Principiul de funcţionare al maşinilor frigorifice cu compresor
1. compresor 2. condensator 3. supapă de expansiune 4. evaporator
Acesta este principiul de funcţionare al frigiderului folosit la industria alimentară, dar în acelaşi mod
funcţionează şi pompa termică. Diferenţa în cazul pompei termice este că, căldura utila este căldura
cedată,folosita pentru încălzire şi nu cea preluată de către evaporator. Adică acest sistem pompează căldura de la o
temperatură mai joasă la una mai înaltă. La maşinile frigorifice evaporatorul se montează în spaţiul de răcire care
este izolat termic (în interiorul frigiderului,camerei frigorifice, congelatorului) şi se pompează din el energia
termică nedorită care se transmite mediului înconjurător prin intermediul condensatorului. La pompa termică
evaporatorul este în legătură cu mediul înconjurător şi condensatorul este montat în spaţiul de încălzit izolat
termic (în camera de încălzire).
Căldura folosită pentru încălzire, cedată de către condensator este egală cu suma dintre căldura preluată
de către evaporator şi lucrul mecanic (Lc) necesar pentru antrenarea compresorului.
Instalatii de climatizare 8
Maşinile frigorifice şi pompele de căldură au o eficienţă ε=căldura utilă/Lc mai mare decât 1 (de obicei
valoarea lui ε este 3 dar la sistemele cu răcire cu apă poate fi chiar 5, ceea ce înseamnă că la încălzirea cu pompa
de căldură energia electrică consumată este a 1/5-1/3- a parte din energia folosită la încălzirea electrică).
Maşinile frigorifice folosite la sistemele de climatizare moderne pot funcţiona ca şi pompe termice cu
ajutorul unei supape cu 4 căi încorporată în sistem prin care rolul celor două schimbătoare de căldură
(condensator şi evaporator) se poate inversa.
2.3 Sisteme de climatizare
Starea dorită a aerului se poate realiza cu una sau mai multe agregate mari,iar apoi acest aer se poate
distribui cu ajutorul canalelor şi grilelor de aer în locul stabilit, sau se poate realiza cu ajutorul unui agregat mai
mic într-un loc închis stabilit. Este posibilă combinarea acestora.
2.3.1. Sisteme de tratare centralizată a aerului
Sistemele de tratare centralizată a aerului se realizează în cazul clădirilor publice mari, clădirilor
administrative, a magazinelor universale, etc. Avantajul acestui sistem este că se poate regla foarte precis starea
dorită a aerului şi se poate realiza foarte uşor recuperarea căldurii,deci poate fi economic din punct de vedere
energetic. Se poate considera un alt avantaj dacă sistemul este proiectat împreună cu clădirea,astfel fiind realizat
un mod elegant de climatizare. Dezavantajul poate fi considerat preţul ridicat al acestuia.
Fig. 2.22. Agregat modular pentru tratarea aerului
Instalatii de climatizare 9
Fig. 2.23. Condensator răcit cu aer
Fig. 2.24. Condensator răcit cu apă
Instalatii de climatizare 10
Fig. 2.25. Agregat cu tubulatură de aer din ALP
În fig.2.22 se poate vedea un agregat modular având filtru, încălzitor,răcitor,separator de picături şi
ventilator. Modulul de răcire este alimentat cu apă rece cu temperatura 6-7ºC,apă care este răcită de către
vaporizatorul (schimbător de căldură freon/apă) sistemului de răcire( chiller )care poate fi cu condensator răcit cu
apă (Fig. 2.23.) sau cu aer (Fig.2.24.). Acest modul trebuie înzestrat cu tavă pentru picături şi separator de picături
pentru că de obicei suprafaţa exterioară a radiatoarelor de răcire este mai rece decât „punctul de rouă” şi datorită
acestui fapt umiditatea din aer se precipită.
În fig. 2.25. se poate vedea un agregat mai mare cu canale de aer. Acest agregat, pe lângă cel prezentat
anterior are şi module de aspirare, filtru (dacă aerul folosit conţine material poluator), ventilator, recuperator de
căldură,precum şi un modul de amestecare. În recuperatorul de căldură (dacă este cazul), aerul aspirat din spaţiul
de lucru este trecut printr-un schimbător de căldură, unde vara răceşte şi iarna preîncălzeşte aerul proaspăt aspirat
din exterior, astfel economisindu-se multă energie. În modulul de amestecare,o parte din aerul uzat se poate
amesteca în aerul proaspăt (în funcţie de necesarul de aer proaspăt), care apoi pleacă la radiatoare, la
ventilatoarele de insuflare şi apoi printr-o jaluzea reglabilă la canalul de aer. Canalul de aer de insuflare trebuie
să fie izolat termic pentru a se evita răcirea suprafeţei exterioare sub „punctul de rouă”,adică precipitarea apei pe
această suprafaţă. De obicei, canalele de aer sunt construite din tablă zincată, dar au apărut şi alte materiale. Astfel
firma italiană ALP care a dezvoltat placa poliuretanică rigidă prinsă între foi subţiri (80m) de aluminiu,aşa
numita ALP, din care sunt fabricate canale foarte uşoare (aprox. de şase ori mai uşoare decât canalele din tablă
zincată)(Fig. 2.25 şi 2.26). Foarte interesante sunt canalele de aer fabricate din material textil dezvoltate de către
Instalatii de climatizare 11
firma cehă Prihoda (Fig. 2.27.)
Fig. 2.26. Canale de aer ALP
Fig. 2.27. Canale de aer din material textil (Prihoda)
Din ţevile spirale fălţuite (Fig. 2.28) dezvoltate de către firma suedeză Lindab se pot construi sisteme de
canalizare. Întregul sistem de ţevi este prefabricat cu diametre situate între 63-1600 mm, cu profile de legătură,cu
coturi şi cu amortizoare de zgomot, executate izolat sau neizolat. Pentru executarea canalelor cu diametre mai
mici (max. 400mm) sunt folosite foarte des ţevile flexibile reprezentate în fig. 2.28b şi fig.2.28c.
Canalele de aer sunt ascunse deasupra plafonului fals. Aerul tratat, transportat prin canale este introdus în
locul de destinaţie,prin grile de aer (Fig. 2.29) montate pe plafon (sau plafon fals), eventual pe perete. Aerul uzat
intră în canal prin intermediul unor grile de aer asemănătoare. Canalele cu ajutorul cutiilor de legătură (Fig. 2.30a)
sunt legate la grilele de aer. Dozarea aerului la parametrii doriţi se poate face cu ajutorul jaluzelelor prezentate în
fig. 2.30.
Instalatii de climatizare 12
a) b)
c)
Fig. 2.28. a. burlane de tablă rigide spiral fălţuite
b. burlan de tablă flexibilă (Westeform)
c. ţeavă din folie de aluminiu izolată cu pâslă minerală(ISODEC)
Instalatii de climatizare 13
Fig. 2.29. Grile de aer
Agregatele pentru tratarea aerului se pot aşeza şi în exteriorul clădirii (de ex. pe elemente de acoperiş) aşa
numitele aparate „roof-top”,dacă execuţia izolaţiei agregatului permite. În cazul acestor sisteme de tratare a
aerului,montate pe elemente de acoperiş, în locul răcitorului este montat evaporatorul. Încălzirea se realizează cu
schimbarea funcţiei maşinii frigorifice ca pompă de căldură, sau la alte tipuri prin suflare de aer cald încălzit cu
gaze de ardere (aşa numitele aparate de tratare a aerului cu răcire,respectiv încălzire directă).
Dacă spaţiul climatizat nu este poluat şi este suficient schimbul de aer rezultat din deschiderea uşilor (de
ex.:birourile în care fumatul este interzis), răcirea şi încălzirea cu FAN-COIL este mai ieftină decât tratarea
centralizată a aerului, deoarece în acest caz căldura este transportată cu ajutorul apei (cu antigel), prin ţevi cu
diametre mici (capacitatea termică a unui litru de apă este mai mare decât capacitatea termică a 4 m3 de aer).
FAN-COIL-urile (Fig.2.31.) sunt schimbătoare de căldură,plus cu ventilator,prin care circulă apă rece rezultată
dintr-un chiller. Acestea răcesc aerul din camera climatizată vehiculat de către ventilator. Încălzirea se poate face
cu apă caldă de la un cazan.
Instalatii de climatizare 14
a). b).
Fig. 2.30. Cutie de legătură şi jaluzele pentru reglare
Fig. 2.31. FAN-COIL cu şi fără îmbrăcăminte
Aparatele sunt fabricate cu carcasă sau fără, respectiv montabile pe pereţi, pe plafon, montate în plafonul
fals, (compartimentat), sau ascunse deasupra plafonului fals. Cele montate deasupra plafonului fals se pot fabrica
Instalatii de climatizare 15
în aşa fel încât să fie capabile să introducă şi aer curat. Este des folosită varianta combinată, de ex. în cazul
fabricilor aerul din ateliere şi sălile de şedinţă este tratat centralizat iar cel din birouri cu FAN-COIL, în cazul
hotelurilor aerul din restaurant, barul de zi şi sala de conferinţă este tratat centralizat, iar cel din camere cu FAN-
COIL-uri.
2.3.2. Sisteme de climatizare cu expansiune directă
În zilele noastre este tot mai mult răspândită metoda directă,adică freonul pompei de căldură sau al
frigiderului răceşte direct aerul ce urmează a fi tratat (nu ca şi în cazul sistemului indirect:chiller + FAN-COIL
unde apa este agent transportator de căldură). Răspândirea se datorează sistemelor de climatizare SPLIT (împărţit)
introduse de către firma Sanyo (Fig.2.32.).
Fig.2.32. Splitul model Sanyo
Acestea, dar mai ales variantele perfecţionate,au făcut uitate aproape de tot sistemele de climatizare
WINDOW (de fereastră).
Instalatii de climatizare 16
Sistemul de climatizare SPLIT (divizat) din fig.2.33. este format din 2 părţi principale: o unitate
exterioară (3.) care conţine compresorul, condensatorul, rezervorul de freon, valva de expansiune (ţeava capilară)
şi un schimbător de căldură (care poate fi un condensator în modul de răcire şi evaporator în modul de încălzire) şi
o unitate interioară cu un schimbător de căldură (evaporator la răcire şi condensator la încălzire), dedesubt o tavă
de picături pentru a aduna apa condensată, un filtru, un ventilator(5.) şi un senzor de căldură. Cele două unităţi
sunt legate prin ţevi cu diametrul mai mare(2.) pentru gaz iar cu diametrul mai mic (4.) pentru lichid.
Cele două unităţi sunt legate şi electric,astfel compresorul unităţii exterioare funcţionează sau nu după
cerinţa unităţii interioare. Modul de funcţionare dorit şi temperatura se reglează cu ajutorul unei telecomanzi în
infraroşu.
Dintre avantajele sistemului cu expansiune directă, split,se pot aminti: relativ cel mai ieftin, uşor de
montat, unitatea centrală este silenţioasă deoarece compresorul zgomotos rămâne afară. Unităţile interioare se
găsesc într-o largă varietate ca formă şi mod de montare.
a). răcitor b).încălzitor
Fig. 2.33. Sisteme de climatizare SPLIT în diferite moduri de funcţionare [2]
Aşa cum se poate observa în fig.2.34, pe lângă variantele de unităţi interioare, cele mai simple şi ieftine,
care se montează pe pereţi, mai sunt şi altele: montabile în plafonul fals, care suflă în două respectiv patru
direcţii(b),care stau lângă pereţi (de parapet), montabile pe plafon,respectiv diferite variante care se pot ascunde
după plafonul fals.
În cazul variantei cu canal de aer (2.34 e.) cu un singur aparat se pot climatiza mai multe încăperi cu
ajutorul canalelor (Fig 2.28.c) şi grilelor de aer (Fig.2.29.,2.30.).
Instalatii de climatizare 17
a).UI de perete b) caseta in 4 direcţii
c).de podea d).de plafon
Fig.2.34. Diferite tipuri de unităţi interioare
Instalatii de climatizare 18
e). de tubulatura de aer f).deasupra plafonului fals
Fig.2.34. Diferite tipuri de unităţi interioare
a) b)
Fig. 2.35. Diferite tipuri de unităţi exterioare (a. cu putere mică b.cu putere mare) [2]
Există şi aparate modulare pentru tratarea aerului care se montează deasupra plafonului fals (Fig, 2.36.).
La acestea schimbătoarele de căldură ale unităţii interioare pot fi un modul recuperator de căldură(Fig.2.37.).
Instalatii de climatizare 19
Fig.2.36. Aparat pentru tratarea aerului modular deasupra tavanului fals
Fig.2.37. Recuperator de căldură
Cel mai mare dezavantaj al acestui sistem de climatizare „split” (împărţit) este că unitatea exterioară se
poate monta foarte rar în aşa fel încât să nu strice aspectul estetic al faţadelor clădirilor, mai ales când sunt
montate mai multe astfel de sisteme pe faţadele respective. Pentru a evita această problemă au apărut sistemele
„multisplit”, unde la o singură unitate exterioară sunt legate mai multe unităţi interioare. (Fig. 2.38.). În acest caz
solicitarea unităţii exterioare este foarte variabilă,în funcţie de numărul unităţilor pornite şi puterilor acestora, ceea
ce conduce la întrebuinţarea energetică nefavorabilă. Pornirea celei mai mici unităţi interioare necesită pornirea
unităţii exterioare şi din această cauză la aceste sisteme nu există mai mult decât 3-4 unităţi interioare. De obicei
de la 3-4 unităţi interioare la unitatea extrerioară există două compresoare.
Instalatii de climatizare 20
Fig. 2.38. Sistemul multisplit
Fig. 2.39. Sistem multisplit inverter cu trei ţevi
Dacă puterea compresorului este reglabilă, dezavantajul anterior se poate evita cu sistemele de climatizare
inverter moderne. Cu ajutorul inverterului turaţia compresorului (de obicei mai multe turaţii) se poate regla,astfel,
cu ajutorul sistemului automatizat puterea unităţii exterioare urmăreşte puterea necesară a unităţilor interioare
pornite, ceea ce duce la o economisire energetică mare. În zilele noastre deja se fabrică unităţi exterioare la care
se pot lega 40 de unităţi interioare. Cu ajutorul aşa numitelor „sisteme de trei ţevi” se poate realizal ca în acelaşi
timp unele unităţi interioare să fie în stare de încălzire iar altele în stare de răcire. (Fig. 2.39.) Deja se fabrică şi
aparate monosplit având unitatea exterioară cu inverter pentru cei pretenţioşi. Din păcate inverterele fac ca
aparatele să fie mult mai scumpe, dar în cazul investiţiilor mari şi la preţuri mari în ceea ce priveşte consumul
energetic, acesta se compensează. După firma Daikin, sistemul „superinverter” consumă de la 61-66% energie
mai puţin decât aparatele cu compresor care nu se pot regla (deci consumul de energie anual este a 39-34%-a
parte din consumul tip convenţional)
Prin metoda răcirii cu apă (Fig.2.40.) se pot produce unităţi exterioare mult mai mici şi eficienţe mai mari,
deoarece schimbătorul de căldură cu plăci folosit în acest caz necesită mult mai puţin loc ca la răcirea cu aer din
cauza coeficientului de convecţie şi a produsului dintre densitate şi căldura specifică a apei mult mai mari decât la
aer. Dimensiunile unităţii prezentate în figură sunt: 1000x780x550 mm, masa de 150 kg, puterea frigorifică 27,3-
81,9 kW şi eficienţa 5,2. Un aparat deasemenea superinverter cu 28 kW, răcit cu aer are dimensiunile:
1580x890x890 mm şi 275 kg. Din păcate numai atunci se poate folosi un astfel de aparat cu răcire cu apă cănd
este la dispoziţie o cantitate suficientă de apă pentru răcire(lac, râu, fântână cu debit mare, etc. )
Instalatii de climatizare 21
Fig.2.40. Unitate exterioară superinverter cu răcire cu apă Daikin VRV-WII.
2.4. Vaporizatorul
În orice maşină frigorifică, vaporizatorul este aparatul care absoarbe căldura din mediul răcit, realizând
efectul util al maşinii. Din acest punct de vedere se poate considera că este unul din cele mai importante aparate
ale instalaţiilor frigorifice şi simplificând, se poate considera chiar că restul instalaţiei nu are decât rolul de a
permite întoarcerea agentului frigorific lichid în vaporizator.
Există numeroase tipuri de vaporizatoare, în funcţie de destinaţia acestora, totuşi se remarcă două
categorii importante:
vaporizatoare pentru răcirea aerului;
vaporizatoare pentru răcirea lichidelor.
Proiectarea şi alegerea corectă a vaporizatoarelor are o importanţă mare pentru funcţionarea corectă a
instalaţiilor frigorifice şi pentru eficenţa acestora. Un vaporizator greşit dimensionat poate să producă o scădere
excesivă a temperaturii de vaporizare, iar la reducerea acesteia cu fiecare grad, corespunde şi o reducere a puterii
frigorifice cu cca. 3…4%. Acesta este şi motivul pentru care nu se poate disocia vaporizatorul de sistemul său de
alimentare cu lichid. În practică, adesea fiecărui tip de vaporizator îi corespunde un sistem propriu de destindere a
agentului frigorific.
2.4.1. Vaporizatoare pentru răcirea aerului
Aceste vaporizatoare pot să fie utilizate la fel de bine şi pentru răcirea aerului şi pentru răcirea altor gaze.
Atunci când aerul conţine umidiate (vapori de apă),la dimensionarea vaporizatoarelor se va ţine seama de acest
lucru,deoarece la temperaturi ale suprafeţei vaporizatorului peste 0°C, dar sub temperatura punctului de rouă,pe
suprafaţa vaporizatorului se va depune umiditate,iar dacă temperatura suprafeţei de transfer termic scade sub
Instalatii de climatizare 22
0°C,această umiditate se va transforma în brumă sau zăpadă. Prezenţa zăpezii pe suprafaţa vaporizatoarelor,este
un fenomen foarte frecvent şi influenţează construcţia acestor aparate, în special mărimea pasului dintre aripioare.
În funcţie de modul de circulaţie a aerului,vaporizatoarele pentru răcirea aerului se împart în două
categorii:
cu circulaţie naturală;
cu circulaţie forţată.
Fig. 2.41. Vaporizator cu circulaţie forţată a aerului.
La vaporizatoare peste care circula aer cu temperatura mai mică de -20 °C si viteză mică, pasul între
nervuri este de 20÷30 mm. Pentru temperaturi peste -20 °C pasul este de 8÷15 mm iar peste 0°C pasul este de
2÷4mm.
Ţevile cu nervuri spirale sunt confecţionate din oţel cu nervuri zincate,din Al sau Cu.
Vaporizatoarele cu nervuri continue, au grosimea nervurii de 0,6÷1mm dacă sunt din oţel; 0,15÷0,30 mm
pentru nervuri din Al sau Cu.
Instalatii de climatizare 23
Ţevile din oţel pentru vaporizatoare sunt fără sudură, trase la rece sau laminate la cald cu diametrul
exterior de 20÷57 mm. Ţevile din Cu au diametrul interior de aproximativ 20 mm şi grosimea peretelui de 0,5 ÷
0,8mm. Contactul nervură-ţeavă în cazul cuprului şi aluminiului se realizează prin expandare.
Viteza aerului în secţiunea minimă a vaporizatorului este de 4÷6 m/s.
În apropierea vaporizatorului se află senzorul termostatului care comandă compresorul să pornească sau
să se oprească,funcţie de temperatura pe care o citeşte acesta.
2.4.2. Calculul termic al vaporizatorului pentru răcirea aerului
Suprafaţa de schimb de căldură a vaporizatorului este:
S
0
S
0
kQ
m
SA [m2] (2.66)
unde ks [W/m2K] se poate considera pe baza datelor stabilite la construcţii existente fiind:
4,5 ÷ 15 vaporizatoare cu circulaţie naturală a aerului
10 ÷ 50 vaporizatoare cu circulaţie artificială a aerului
250 ÷ 1200 vaporizatoare pentru lichide tip fascicol de ţevi în manta
Coeficientul de schimb de căldură necesar determinării lui As:
c
c
ii
SK
e
S
A
AR
k
111
[W/m2K] (2.67)
unde:
αe - coeficient de convecţiei echivalent de partea aerului
- randamentul suprafeţei nervurate
Rk - rezistenţa termică a zonei de contact ţeavă-nervuri pe 1m2
δc, λc - grosimea şi coeficientul de conducţie pentru ţeavă
În funcţie de felul depunerilor pe suprafaţa vaporizatorului:
- rouă: αe = αs (2.68)
- chiciură: i
i
se
11
(2.69)
Coeficientul de convecţie "uscată" αs se determină din relaţia lui Grimison, Joukauskas etc. pentru aer
curgând peste fascicole de ţevi corectat cu un coeficient în funcţie de geometria nervurii:
Instalatii de climatizare 24
αs =ε R α [W/m2K] (2.70)
cu R
= 1 - 0,18
iRR
R
s
h
(2.71)
din relaţia lui Schmidt, unde conform figurii 11.6:
sR [m] - pasul nervurii
δR [m] - grosimea nervurii
δi [m] - grosimea depunerii de chiciură sau rouă
hR [m] - înălţimea nervurii
Coeficientul lui Merkel ξ depinde de tipul condensării (globulară, peliculară) şi de modificarea stării aerului ce
trece peste suprafaţa vaporizatorului:
tcPL
i
(2.72)
unde Δi si Δt sunt diferenţele de entalpie respectiv temperatură ale aerului umed. La o reglare corectă a
vaporizatorului grosimea chiciurii este de aproximativ 1 mm, coeficientul de conducţie al acesteia depinzând de
densitatea ei: i =150 Kg/m3 i =0,15 W/mK.
Randamentul suprafeţei nervurate se calculează conform relaţiilor cunoscute de la transmiterea căldurii:
S
RR
A
A 11
(2.73)
AR - suprafaţa nervurilor cu randamentul nervurii:
e
eR
hm
hmth
(2.74)
meR
e
2 considerând nervura dreaptă (2.75)
Înălţimea echivalentă a nervurii h e este:
- nervuri drepte şi spirale
he = hR[m] (2.76)
Instalatii de climatizare 25
- nervuri circulare dispuse pe o ţeava de diametru ds
12ln35,01
S
RRc
d
hhh
[m] (2.77)
Pentru nervuri continue hR depinde şi de pasul dintre ţevi s c şi dispunerea ţevilor :
- coridor: 2Sc
R
dsh
[m] (2.78)
- şah: 223 S
cR
dsh
[m] (2.79)
Rezistenţa termică la contactul nervură-ţevi Rk [m2K/W] este neglijabilă pentru ţevi şi nervuri de oţel
zincat.
Pentru ţevi din Cu şi nervuri de Al:
Rk = 0,01 ptr. suprafaţa uscată
Rk= 0,005 ptr. suprafaţa umedă
Coeficientul de convecţie la interior,se calculează pe baza unor relaţii stabilite experimental:
- vaporizatoare uscate:
6,0
4,0i
1q
i
id
mc
[W/m2K] (2.80)
- vaporizatoare înecate:
5,0
i2
q
i
id
mc
[W/m2K] (2.81)
unde: m[kg/m2s] este debitul de agent frigorific raportat la secţiunea ţevii.
c1 şi c2 se iau din tabelul 2.2
Instalatii de climatizare 26
Tab 2.2
Agent frig.
-40ºC
-20ºC
0ºC
C1 C2 C1 C2 C1 C2
NH3 2,67 1,17 3,11 1,42 3,57 1,70
F-12 0,31 0,13 0,33 0,16 0,35 0,19
F-22 0,42 0,20 0,46 0,21 0,48 0,22
F-502 0,33 0,15 0,36 0,17 0,38 0,19
Ca date iniţiale în calculul vaporizatorului se dau starea aerului la intrare (t1, φ ), puterea frigorifică Q0
[W] , debitul de aer VL şi temperatura de vaporizare t0 [°C] sau debitul de umiditate ce trebuie evacuat din aer.
Temperatura aerului la ieşirea din vaporizator este:
t2 = t1 - (2 ÷ 4) ºC (2.82)
În primul caz,când se dă t0, se poate calcula m după care din:
mS
S
i kA
A is qq
(2.83)
printr-o metodă iterativă sau grafică rezultă qs sau ks şi în final suprafaţa As.
În al doilea caz, când se ştie debitul de apa evacuat din aer W,din diagrama (i,x) cunoscând direcţia de
transformare a aerului umed:
WQ0
x
I
(2.84)
se determină temperatura de saturaţie ts cu ajutorul căreia se poate calcula qs:
S
S
e
tt
tt
tt
2
1
21S
lnq
(2.85)
Din ecuaţia qs=ks m unde ks a fost calculat pe baza relaţiei de definiţie, rezultă temperatura de
vaporizare t0:
Instalatii de climatizare 27
112
0
n
n
e
tett
cu
S
21
qttk
n S
(2.86)
Căderea de presiune a agentului frigorific prin ţevile vaporizatorului se determină cu relaţia:
id
Lmv
n
vvp
2
0 '2
'"
[Pa] (2.87)
unde:
v', v" [m3/kg] - volumele specifice la saturaţie a agentului frigorific
n - coeficient de recirculare a agentului frigorific
m [kg/m2s] - debitul specific raportat la secţiune
λ - coeficientul de rezistenţă hidrodinamică
λ=0,015 ÷0,025 ptr. agenţi frigorifici fără ulei
λ=0,04÷0,05 ptr. agenţi frigorifici cu ulei
Căderea de presiune de partea aerului pentru suprafaţa uscată a vaporizatorului:
7,11 w
dcp
e
L
(2.88)
unde : de[m]- diametrul echivalent
de=
RRsc
RRsc
sds
sds
2
(2.89)
c = 0,11 - pentru dispunere în coridor
c = 0,13 - pentru dispunere în şah
l [m] - lungimea vaporizatorului pe direcţia de curgere a aerului
w [m/s] - este viteza aerului pe secţiunea minimă.
Instalatii de climatizare 28
Căderea de presiune se măreşte cu apariţia depunerilor de chiciură. Astfel la nervuri cu pas sR=2mm
căderea de presiune se dublează dacă apare chiciura.
2.5. Condensatorul
În condensator,gazul se răceşte şi se lichefiază,fiind transferat în rezervor,unde se păstrează o rezervă de
lichid şi se extrag resturile de apă,care ar afecta funcţionarea sistemului.
2.5.1. Condensatorul răcit cu aer
Aerul ca agent termic are avantajul că este cel mai abundent şi mai ieftin,deci este utilizat intens, chiar
dacă prezintă proprietăţi termofizice mediocre din punct de vedere termic. Principalul parametru care influenţează
comportarea condensatorului este temperatura termometrului uscat (temperatura aerului). Acest parametru variază
în timp, de la un anotimp la altul,ziua faţă de noapte,sau chiar de la o oră la alta. În aceste condiţii trebuie să se
aleagă totuşi o valoare a temperaturii aerului în funcţie de care să se determine temperatura de condensare şi
trebuie să se cunoască şi valorile maxime şi minine pe care le va avea temperatura de condensare în funcţie de
temperatura aerului. În cazul pompelor de căldură, problema se pune diferit,deoarece temperatura aerului la
intrarea în condensator este constantă,fiind apropiată de temperatura care trebuie realizată.
Condensatoarele cu circulaţie naturală a aerului sunt utilizate în aparatele frigorifice casnice, frigidere şi
congelatoare.
Condensatoarele cu circulaţie forţată a aerului sunt cele mai răspândite în instalaţii comerciale şi
industriale,iar curgerea aerului este asigurată de ventilatoare. Cele mai importante caracteristici ale acestor aparate
sunt următoarele:
- agentul frigorific, curge în curenţi încrucişaţi (îşi schimbă sensul de curgere prin condensator);
- zona de desupraîncălzire a vaporilor, reprezintă 5…10 % din suprafaţa condensatorului şi se găseşte la
intrarea agentului frigorific în aparat;
- zona de subrăcire a vaporilor reprezintă tot 5…10 % din suprafaţa condensatorului şi se găseşte la
ieşirea agentului frigorific din aparat;
- zona de condensare propriu-zisă, la temperatură constantă se găseşte în partea centrală a aparatului şi
reprezintă 80…90 % din suprafaţa condensatorului; temperatura de condensare nu este riguros constantă
datorită căderilor de presiune,dar pentru calcule preliminare sau de alegere,această variaţie a temperaturii poate să
fie neglijată;
- debitul de aer este uzual între 300…600 m3/h pentru fiecare kW de sarcină termică a condensatorului;
- aerul se încălzeşte în condensator cu cca. 5…10 °C;
Instalatii de climatizare 29
- puterea motoarelor de antrenare a ventilatoarelor este de cca. 20…40 W pentru fiecare kW de sarcină
termică a condensatorului;
- diferenţa dintre temperatura de condensare şi temperatura aerului la intrare este de cca. 10…15 (20)
°C,valorile mai mici corespunzând temperaturilor de condensare mai reduse şi deci unor consumuri energetice
mai reduse;
- suprafaţa de schimb de căldură este de cca. 0,3…0,4 m2/kW;
- sarcina termică nominală a condensatoarelor este afectată de altitudine, astfel dacă la nivelul mării este
de 100%, la 1000 m altitudine devine 90%,iar la 2000 m altitudine devine 84%.Ventilatoarele pot să fie de tip
axial sau centrifugal,în cazul celor din urmă fiind posibilă montarea de conducte pentru evacuarea aerului dacă
aparatul este montat în interior.Turaţia ventilatoarelor trebuie să fie cât mai redusă,pentru a nu se produce zgomot
puternic,de aceea în mod uzual nu se depăşeşte turaţia de 1000 rot/min.Unele ventilatoare prezintă două turaţii în
vederea reglării temperaturii de condensare şi a sarcinii termice a condensatorului.
Aceste turaţi pot fi de exemplu 1000 şi 500 rot/min.De obicei, pentru freoni bateriile de condensare au
ţevi din cupru şi aripioare din aluminiu,iar pentru amoniac, au ţevi din oţel şi aripioare tot din din aluminiu.
În figura 33 următoare este prezentat un grup compresor – condensator răcit cu aer,pentru a se
exemplifica o modalitate uzuală de legare în circuit a condensatoarelor răcite cu aer.
Fig. 2.42. Grup compresor – condensator răcit cu aer
2.5.2. Calculul termic al condensatorului
Condensatorul instalaţiei frigorifice trebuie să evacueze fluxul de căldură Qk=Q0+P prin schimbul de
căldură dintre agentul frigorific şi mediul de răcire (aerul sau apă) deci:
Qk = A K θm; (2.90)
rezultă suprafaţa necesară pentru condensator :
Instalatii de climatizare 30
m
k
KQA
, (2.91)
unde K coeficient global de transfer termic
θm diferenţa de temperatură medie logaritmică dintre agentul frigorific şi mediul de răcire;
2wk
1wk
1W2Wm
tttt
ln
tt
; (2.92)
tk – temperatura de condensare a agentului frigorific;
tw1,2 – temperatura de intrare,ieşire apă sau aer;
Fig.2.43. Variaţia temperaturilor în condesator
Din ecuaţia de bilanţ termic pe mediul de răcire şi agentul frigorific la un condensator de NH3 cu
subrăcire:
Qk = mw cpw (tw2 –tw1) = m [ (i2 – i1) + r + (i' – i3) ] (2.93)
unde:
m, mw – debitele masice de agentul frigorific şi mediu de răcire.
Entalpiile specifice corespund punctelor din figură.
La condensatoarele specifice instalaţiilor de putere mică cu freon cu ţevile dispuse orizontal, coeficientul
de convecţie este:
4
4 322683,0
ii
id
gii
(2.94)
Instalatii de climatizare 31
3] - - conductivitatea termică, g = 9,81m/s2; η -vâscozitatea
dinamică, θi= tk – tp [ºC],tp [ºC] - temperatura peretelui ţevii,di [m] - diametrul interior al ţevii.
Temperatura aerului la intrarea în condensator :
tl 1 = tl med +0,125 tmax [ºC] (2.95)
unde:
tl med = temperatura medie a lunii celei mai calde din ultimii 10 ani
tmax = temperatura maximă de la locul de amplasare al condensatorului
Temperatura de ieşire a aerului tl2 este mai mare cu 3÷10 ºC decât cea de intrare tl1, iar temperatura de condensare
tk cu 12÷18 ºC mai mare decât tl1. Cu aceste valori se poate calcula şi θm şi calculând coeficientul total de transfer
termic raportat la suprafaţa exterioară de partea aerului:
c
c
ii
sk
e
s
A
AR
k
111
[W/m2K] (2.96)
rezultă densitatea fluxului de căldură raportat la aceeaşi suprafaţă:
qs = ks θm (2.97)
Debitul de aer se determină din ecuaţia de bilanţ,iar căderea de presiune este :
7,11w
dcp
e
L
[Pa] (2.98)
unde: de = diametrul echivalent al canalelor de aer
c = 0,11 pentru dispunerea în coridor a ţevilor
c = 0,13 pentru dispunerea în şah a ţevilor
l [m] - lungimea condensatorului pe direcţia de curgere a aerului
w [m/s] - este viteza aerului pe secţiunea minimă.
Bibliografie
1. Gerhardt Norbert Épületgépészet http://www.mek.iif.hu
2. ***: Prospectele diferitelor firme (York, Daikin, Blue Box, Toshiba, Mitsubishi, Sanyo, Haier,
Lindab,Airvent,ALP, ACP,KIP,Henson,.etc.)
3. Laza Ioan.Masini frigorifice.Editura EUROSTAMPA.2005.Timisoara.
4. Ferencz Andrei,Gutmayer Harald. Curs general de masini. I.P.T.V.T.1980.Timisoara.
top related