Eit Capitolul 10 [625478]
1 10. INSTALATII FRIGORIFICE SI POPMPE DE CALDURA
10.1. INSTALATII FRIGORIFICE
10.1.1. PROCEDEE DE PRODUCER E A FRIGULUI ARTIFIC IAL
Conform celui de -al doilea principiu al termodinamicii orice corp se poate
răci pe cale naturală până la temperatura mediulu i ce îl înconjoară. Răcirea lui în
continuare se poate realiza numai pe cale artificială.
Instalațiile frigorifice se utilizează pentru scăderea și menținerea
temperaturii unui corp sau sistem de corpuri sub temperatura mediului
înconjurător. In procesul d e răcire participă cel puțin două corpuri: corpul răcit și
corpul care realizează răcirea, numit agent frigorific .
Clasificarea instalațiilor de producere a frigului artificial se face în general
după următoarele criterii [10.3]:
– principiul de funcționare;
– tipul ciclului frigorific;
– periodicitate.
După principiul de funcționare instalațiile frigorifice utilizate în industrie,
comerț sau aplicații casnice pot fi cu compresie mecanică de vapori, cu compresie
de gaze, cu absorbție (compresie termochimică), cu ejecție sau termoelectrice. Mai
există și alte procedee de producere a frigului artificial (magnetocaloric, prin efect
Ettinghaus, ș.a.) [10.3], care nu și -au găsit încă o aplicație industrială.
Instalațiile frigorifice cu compresie mecanică utilizează pro prietățile
elastice ale gazelor și vaporilor ce se manifestă prin creșterea temperaturii lor în
timpul comprimării și scăderea temperaturii în procesul de destindere.
Instalațiile cu absorbție sau compresie termochimică au principiul de lucru
bazat pe real izarea succesivă a reacțiilor termochimice de absorbție a agentului de
lucru de către un absorbant, după care urmează desorbția agentului din absorbant.
Procesele de absorbție și desorbție joacă în acest caz rolul proceselor de aspirație
(destindere) și re fulare (comprimare) executate de compresorul mecanic.
Compresia termochimică se realizează prin utilizarea unui amestec binar,
consumându -se energie termică.
Instalațiile cu ejecție utilizează energia cinetică a unui jet de vapori sau
gaz. În funcție de co nstrucția ajutajului și de modul de desfășurare a procesului,
aceste instalații pot fi cu ejector sau turbionare.
Instalațiile termoelectrice , care au la bază efectul Péltiér, permit obținerea
frigului artificial prin utilizarea directă a energiei electric e. Este cunoscut faptul că
la trecerea curentului electric printr -un ansamblu format din două materiale
diferite, se constată apariția unei diferențe de temperatură la cele două lipituri ale
sistemului. Aplicarea pe scară largă a acestui efect a devenit po sibilă odată cu
dezvoltarea tehnicii semiconductoarelor.
După tipul ciclului frigorific instalațiile frigorifice pot funcționa în baza
unui proces închis sau deschis.
În cazul primului proces agentul de lucru parcurge diferitele elemente
componente într -un contur închis, temperatura sa variind între limitele impuse de
cele două surse de căldură. În această categorie se încadrează instalațiile frigorifice
2 cu compresie mecanică de vapori, cu absorbție, cu ejector, precum și unele
instalații cu compresie meca nică de gaze.
Instalațiile care funcționează pe baza unui proces deschis sunt caracterizate
prin aceea că în timpul funcționării agentul de lucru este total sau parțial extras din
instalație. În locul agentului evacuat este introdusă o noua cantitate de ag ent
proaspăt.
După periodicitate instalațiile frigorifice pot fi cu funcționare continuă, în
regim staționar sau cu funcționare discontinuă, în regim nestaționar.
10.1.2. FLUIDE FRIGORIFICE
Un agent (fluid) frigorific este o substanță care evoluează în c ircuitul unei
instalații frigorifice și care, datorită unui proces endoterm, constând în schimbarea
de fază a substanței din starea lichidă în cea de vapori, într -un vaporizator, permite
producerea frigului prin absorbția de căldură. Aceasta căldură este e vacuată în
exteriorul instalației printr -un proces exoterm, constând în schimbarea de fază
inversă, din vapori în lichid, într -un condensator.
Agenții frigorifici sunt substanțe omogene sau amestecuri de substanțe care
preiau, în cursul ciclului frigorific , căldura de la mediul ce trebuie răcit și o cedează
la o temperatură mai ridicată unui altui mediu (în general mediul ambiant). Aceștia
trebuie să îndeplinească o serie de cerințe termodinamice, fizico -chimice,
fiziologice, economice și de protecția mediu lui. Proprietățile termodinamice trebuie
să corespundă cerințelor impuse de schema și tipul instalației frigorifice, precum și
de nivelul de temperatură al celor două surse de căldură, în special de cel al frigului
produs.
Agenții frigorifici trebuie să va porizeze la temperaturi coborâte, la
presiuni apropiate de cea atmosferică . La folosirea vidului, pot apărea infiltrații de
aer, care conduc la înrăutățirea transferului de căldură și la mărirea consumului de
energie pentru pompare. Nu este de dorit nici o presiune prea mare,
corespunzătoare temperaturii ridicate a ciclului, pentru că, în acest caz, se complică
și se scumpește instalația datorită în principal problemelor deosebite de legate de
asigurarea etanșărilor.
Căldura latentă de vaporizare (condensar e) trebuie să fie cât mai ridicată ,
ea determinând reducerea debitul necesar de agent frigorific pentru o producție de
frig dată.
Presiunile de lucru ale agenților frigorifici pentru temperaturile uzuale în
aplicațiile industriale și casnice ( – 30 șC+ 30 șC), trebuie să fie considerabil sub
presiunea critică (alura curbei de saturație trebuie să fie convenabilă), deoarece
prin aproprierea de punctul critic se micșorează căldura latentă de vaporizare și se
măresc consumul de energie în ciclu și pierderile p rin laminare.
Densitatea și vâscozitatea agenților frigorifici se recomandă a fi cât mai
coborâte , aceste proprietăți influențând direct pierderile de presiune și implicit
consumul de energie.
Conductivitatea termică și coeficienții de convecție trebuie să aibă valori
cât mai mari , pentru a realiza un bun schimb de căldură, ceea ce conduce la
reducerea suprafețelor de schimb de căldură, deci a investițiilor în instalație.
3 Vaporii de agent frigorific nu trebuie să fie solubili față de uleiul de
ungere al com presorului pentru a evita antrenarea acestuia în instalație, ceea ce ar
reduce coeficienții de transfer de căldură. Din contră, vaporii de agenți frigorifici
trebuie să fie solubili față de apă , pentru a evita formarea dopurilor de gheață, în
special în or ganele de detentă (laminare).
Agenții frigorifici trebuie să fie de asemenea inerți față de metale și
materialele de etanșare, să nu fie inflamabili, să fie stabili din punct de vedere
chimic în domeniul de utilizare, să nu fie toxici și să aibă costuri re duse.
Alegerea agenților frigorifici se face în fiecare caz în parte funcție de
scopul instalației, condițiile de lucru, particularitățile constructive și criteriile
economice.
Primul fluid frigorific utilizat a fost apa, încă din 1755, într -un montaj de
laborator realizat de William Cullen. Apoi, în 1834, americanul Jacob Perkins
realizează o instalație frigorifică ce funcționa cu eter sulfuric și în 1844, tot un
american, John Gorrie realizează o instalație frigorifică cu compresie și detentă de
aer. În 1859, Ferdinand Carré realizează o mașină frigorifică cu absorbție, cu
amoniac , în timp ce patru ani mai târziu, Charles Tellier pune la punct un
compresor funcționând cu eter metilic.
Până la sfârșitul secolului XIX, două noi fluide frigorifice sunt util izate:
bioxidul de carbon (CO 2) ca și dioxidul de sulf (SO 2) dar unul din fluidele deja
foarte răspândite este amoniac, atât pentru instalațiile cu absorbție dar și pentru
cele cu compresie. Aceste trei fluide, deci amoniacul (R 717), dioxidul de carbon
(R 744) și dioxidul de sulf (R 764) vor rămâne până spre anul 1930 substanțele cele
mai utilizate.
Cu excepția amoniacului, toate fluidele frigorifice menționate mai sus au
dispărut aproape total după 1930 ca utilizare în industria frigorifică, urmare a
apariției în State Unite a unei noi categorii de fluide frigorifice: clorofluorcarburile,
cunoscute cu prescurtarea CFC, sau sub numele de freoni.
Mai târziu, începând cu anul 1980, oamenii de știință au început să tragă
un semnal de alarmă asupra efectelor p e care le au fluidele de tip CFC asupra
mediului înconjurător. Este motivul pentru care fabricanții au demarat punerea în
utilizare a unor fluide frigorifice de substituție, mai puțin nocive pentru viitorul
planetei, dintre care unele sunt deja pe piață. A cești substituenți fac parte din două
categorii de substanțe chimice: hidrocloroflurocarburi sau HCFC (conțin mai puțini
atomi de clor ca CFC) și hidrofluorocarburi sau HFC (atomii de clor sunt înlocuiți
cu atomi de hidrogen).
Având în vedere numărul mare de fluide frigorifice s -a pus la punct un
sistem de notații, stabilit pe grupuri de componenți chimici astfel:
a) Hidrocarburile din categoria alcanilor și a derivaților lor halogenați ;
Ei sunt codificați prin litera R urmată de trei cifre ( Rxyz ):
x: indică n umărul de atomi de carbon minus unu;
y: indică numărul de atomi de hidrogen plus unu.
z: indică numărul de atomi de fluor.
Pentru identificarea formulei chimice a unui fluid, se completează cu atomi
de clor până se atinge numărul total de atomi monovalenți , ce poate fi fixat la 4
pentru un derivat al metanului, 6 pentru un derivat al etanului, 8 pentru un derivat
4 al propanului, etc (exemplu R 22 sau R 022: C = 1, H = 1, F = 2 și în consecință Cl
= 1, de unde rezultă formula CHF 2Cl).
Când agentul frigorific conține și atomi de brom, notația este urmată de un
B, cu un indice ce reprezintă numărul de atomi de brom.
b) Alchenele și derivații halogenați ai alchenelor ; Modul de codificare
numerică este același ca precedentul, dar se adaugă un 1 pentru cifra
miilor (e xemplu R 1150);
c) Hidrocarburile ciclice și derivații ciclici ; Litera C este utilizată
înaintea numărului de identificare a fluidului frigorific (exemplu RC
270);
d) Compuși organici diverși ; Acestora le este atribuită seria 600, numărul
alocat fiecărui fluid f iind arbitrar (exemplu R 630 pentru metilamină);
e) Compuși inorganici diverși ; Acestora le este atribuită seria 700 și
pentru obținerea numărului de identificare a fluidului frigorific, se
adaugă la 700 masa sa moleculară(exemplu R 717 pentru amoniac);
f) Amest ecurilor zeotrope le este atribuită seria 400, numărul de
identificare fiind arbitrar atribuit fiecărui fluid în parte;
g) Amestecuri azeotrope le este atribuită seria 500, numărul de
identificare fiind de asemenea arbitrar.
Tendința actuală este de a caract eriza un fluid frigorific prin abrevierea
care precizează impactul lui asupra mediului (exemplu CFC 12, HCFC 142b, HFC
134a). Familiile de fluide frigorifice sunt prezentate sintetic în tabelul 10.1.
Tabelul 10.1. Familia fluidelor frigorifice
Fluide
pure oxigenul (O 2), hidrogenul (H2) sau heliu (H e); permit atingerea unor
temperaturi foarte joase, motiv pentru care acestea se numesc și
fluide criogenice
componenții inorganici : apa (H 2O), dioxidul de sulf (SO 2), dioxidul
de carbon (CO 2) și amoniacul (NH 3)
componenții organici ; cuprind la rândul lor trei categorii de fluide
frigorifice:
– clorofluorocarburile (CFC) care au o acțiune negativă asupra
mediului înconjurător și sunt deci condamnate pentru viitor;
– hidroclorofluorocarburi (HCFC) care au o acțiun e mai puțin
nocivă pentru mediu și care mai sunt tolerate un anumit timp;
– hidrofluorocarburi (HFC) care nu afectează mediul și
constituie principalele fluide frigorifice pentru viitor.
Amestecuri
de fluide amestecurile zeotrope ; compoziția fazelor de lich id sau vapori aflate
în echilibru termodinamic sunt diferite; temperatura variază la
schimbările de fază (vaporizare sau condensare) la presiune
constantă
amestecurile azeotrope ; compoziția fazelor de lichid sau vapori
aflate în echilibru termodinamic su nt identice; temperatura variază la
schimbările de fază (vaporizare sau condensare) la presiune
constantă
5
În tabelul 10.2 se prezintă principalele fluide frigorifice care sunt utilizate
astăzi sau care reprezintă soluții pentru înlocuirea fluidelor frigo rifice poluante
(CFC în general și HCFC într -o mai mică măsură).
Tabelul 10.2. Principalele fluidele frigorifice.
Notația Formula Denumirea Categoria
R 11 CCl 3F Triclorofluorometan CFC
R 12 CCl 2F2 Diclorofluorometan CFC
R 12 B 1 CF 2ClBr Bromoclorodifl orometan Halon
R 13 CClF 3 Monoclorotrifluorometan CFC
R 13 B 1 CBrF 3 Bromotrifluorometan Halon
R 22 CHF 2Cl Monoclorodifluorometan HCFC
R 23 CHF 3 Trifluorometan HFC
R 32 CH 2F2 Difluorometan HFC
R 113 C2Cl3F3 Triclorofluoroetan CFC
R 114 C2Cl2F4 Diclo rotetrafluoroetan CFC
R 115 C2ClF 5 Cloropentafluoroetan CFC
R 123 C2HCl 2F3 Diclorotrifluoroetan HCFC
R 124 C2HClF 4 Clorotetrafluoroetan HCFC
R 125 C2HF 5 Pentafluoroetan HFC
R 134a C2H2F4 Tetrafluoroetan HFC
R 141b C2H3Cl2F Diclorofluoroetan HCFC
R 142b C2H3ClF 2 Clorodifluoroetan HCFC
R 143a C2H3F3 Trifluoroetan HFC
R 152a C2H4F2 Difluoroetan HFC
R 290 C3H8 Propan HC
R 407 A R 32 + R125 – –
R 407 C R 32 + R 125 + R134a – –
R 500 R 12 + R 152a – –
R502 R 22 + R 115 – –
R 503 R 13 + R 23 – –
R 600 C4H10 Butan HC
R 717 NH 3 Amoniac –
R 744 CO 2 Dioxid de carbon –
În tabelul 10.3. sunt prezentate fluidele frigorifice recomandate spre
utilizare func ție de tipul instalației și domeniul de temperatură.
6 Tabelul 10.3. Domenii de utilizare a agenților frigorifici [10.8].
Tipul instalației Domeniul de
temperatură Agent frigorific
Pompe de căldură
Foarte înaltă temperatură
(cascadă cu doi agenți frig orifici)
* înaltă temperatură
** recuperare de căldură și
încălzire locală (sursa calde)
120 la 160 °C
70 la 120 °C
35 la 70 °C
apă, R 114 sau R 142b
R 114, R 142b
R 12, R 500, R 22, R 502
Instalații de aer condiționat
*** putere mare (turbocompresoare ,
absorbție)
*** putere medie (compresoare
volumetrice)
*** putere redusă
** condiționare aer automobile (sursa rece)
0 la 10 °C
R11, R12, apă (absorbție)
R 22, R 12
R 12
R 12, R134a
Instalații frigorifice cu
temperaturii moderat scăzute
(compresie într-o singură treaptă)
*** putere mare
*** putere medie
*** putere redusă -5 la -20 °C
NH 3, R 717, R 22
R 12, R 22, R 502
R 12
Instalații frigorifice cu
temperaturii joase curente
*** putere mare (compresie în două
trepte)
*** putere medie (compresie într-o
singură treaptă – magazine)
*** putere redusă (congelatoare) -20 la -50 °C
NH 3, R 22, R 502,
R 1381
R502
R502
Instalații frigorifice cu temperaturi
foarte coborâte
* ciclurile "în cascadă" clasice (mai
mulți agenți frigorifici separați)
○ cicluri "cu cascadă integrată"
(pentru lichefierea gazului natural) -50 la -160 °C
înaltă joasă
temperatură temperatură
R 12, R 22, R 13, R 23,
R 502, NH 3, R 503,
C3H6 C2H4, CH 4
(petrochimie) (petrochimie)
Amestecuri de hidrocarburi
C3H6, C2H4, CH 4,….
: prototip ○: rare *: puțin întâlnite **: curente ***: foarte des întâlnite
7 10.1.3. FLUIDELE FRIGORIFICE ȘI PROTECȚIA MEDIULU I
De la apariția lor în jurul anului 1930, fluidele frigor ifice din categoria
clorofluorocarburilor au fost considerate ca substanțe ce nu prezentau decât
avantaje. Dar începând cu anul 1980, oamenii de știință au început să se preocupe
de efectul lor asupra mediului înconjurător, pentru a răspunde unor probleme în
legătură cu două fenomene bine precizate: distrugerea stratului de ozon și creșterea
efectului de seră.
Efectul de seră este produs de radiația solară care depășește radiațiile
infraroșii emise de sol prin diversele gaze din atmosferă, acest fenomen per mițând
menținerea la suprafața pământului a unei temperaturi ce face posibilă viața. Dacă
efectul de seră nu ar exista, temperatura medie la suprafața pământului ar fi mai
mică cu circa 20 K ca cea actuală, ceea ce nu ar face posibilă viața pe planeta
noastră. CO 2 prezent în atmosferă este transparent la 85 % din radiația solară și
absoarbe 80 % din radiația infraroșie reflectată de planetă, modificând echilibrul
termic la suprafața pământului, producând încălzirea atmosferei. Alte gaze legate
de activități le umane participă la efectul de seră. Dintre acestea CFC au o
contribuție destul de importantă.
În ultimii douăzeci de ani a fost observată o creștere a efectului de seră, o
contribuție importantă (mai mult de 25 %) având -o agenții frigorifici de tip CFC .
Această contribuție importantă este legată pe de o parte de durata lor de
viață în stratosferă ( 60 ani pentru R 11 și 120 ani pentru R 12) și pe de altă parte
de capacitatea lor ridicată de absorbție termică în spectrul infraroșu. Astfel o
moleculă de R 11 este de 10 000 ori mai absorbantă ca o moleculă de CO 2.
Deși efectul de seră este necesar globului, creșterea sa poate conduce la
modificări climatice dezastruoase, încât este necesar să fie ținut sub control.
Distrugerea stratului de ozon stratosfer ic constituie un cu totul alt fenomen
deoarece se raportează la radiațiile ultraviolete ale soarelui.
Stratosfera este stratul atmosferic cel mai îndepărtat de pământ, situat între
15 și 50 km altitudine. Ea conține aproximativ 90% din ozon (O 3), concentra ția sa
trecând printr -un maxim important pe la 30 km altitudine, unde se formează un
strat de ozon de circa 20 km. În stratosferă se absoarbe aproximativ 99% din
radiațiile ultraviolete provenind de la soare, realizându -se astfel un ecran protector
eficace pentru viața pe pământ.
Moleculele de CFC care sunt eliberate în atmosferă, încep o circulație
ascendentă spre stratosferă, care poate dura până la cinci ani.
Când aceste molecule intră, în final, în contact cu radiațiile solare din
stratosferă, la temper aturi de aproximativ -90 °C, forțele de coeziune care mențin
moleculele de CFC se dezintegrează. Acest proces eliberează un atom de clor care
poate reacționa cu ozonul. Când atomul de clor intră în contact cu ozonul se pot
produce o serie de reacții chimic e (fig. 10.1).
8
Fig. 10.1. Ciclul ozonului și reacțiile între CFC și ozon.
Rezultatul final al acestor reacții este înlocuirea ozonului cu două noi
molecule: oxigen și un atom de clor nemodificat. Cum atomul de clor iese
neschimbat din această reacție, conform specialiștilor, el poate distruge până la
100 000 molecule de ozon înainte de a deveni inactiv. De asemenea, s -a estimat că
moleculele de CFC pot supraviețui în stratosferă de la 70 la 100 ani.
Conținând hidrogen (care reduce considerabil durata l or de viață
atmosferică prin reacții de hidroliză) și prin faptul că aduc mai puțin clor în
atmosferă, HCFC sunt mult mai puțin agresive față de ozon, iar HFC sunt
inofensive, în schimb halonii, prin prezența bromului, sunt mult mai agresivi.
Dacă efectul de seră nu este contestat, distrugerea stratului de ozon
stratosferic de CFC reprezintă obiectul unor controverse deoarece după Conferința
de la Copenhaga din noiembrie 1992, 92 de oameni de știință din întreaga lume au
semnat un apel către toate puterile publice din țările semnatare ale Protocolului de
la Montreal, pentru a se reveni asupra deciziilor luate. Cele „7 rațiuni” de a se
reveni asupra Protocolului de la Montreal au fost:
– nu se poate neglija clorul de origine naturală;
– reducerea stratului de ozo n nu este confirmată pe o lungă durată;
– existența puțurilor de CFC în atmosferă;
– „găurile” în ozon au fost observate înaintea utilizării CFC;
– pericolul reprezentat de creșterea radiațiilor ultraviolete a fost mult
supraevaluat;
– Protocolul de la Montreal va costa mult occidentul și va provoca mortea
lumii a treia;
– Protocolul de la Montreal a fost semnat precipitat, pentru rațiuni esențial
politice.
Pentru evaluarea impactului diferitelor fluide frigorifice asupra mediului,
oamenii de știința au căutat să le compare între ele din punctul de vedere al
efectului de seră și al distrugerii stratului de ozon, definind coeficienți specifici.
Contribuția, însumată pentru o perioadă de 100 ani, a unui kg de gaz,
relativ la cea a unui kg de CO 2, privitor la efectul de seră, este apreciată prin
potențialul global de încălzire GWP (Glogal Warming Potential). În tabelul 10.3
9 este prezentată contribuția freonilor la efectul de seră, aceasta fiind direct
proporțională cu durata de viață a substanței respective în atmosferă [ 10.8].
Contribuția la efectul de seră se raportează la acțiunea freonului R 11, valoarea de
referință pentru acesta fiind 1.
Tabelul 10.3. Durata de viață în atmosferă, potențialul de distrugere al stratului de ozon ODP și
potențialul global de încălzire GWP pentru unele fluide frigorifice
Fluid
frigorific Formula
chimică Durata de viață
(ani) ODP
(CFC 11 = 1) GWP*
(CFC 11 = 1)
CFC 11 CCl 3F 50 à 65 1 1
CFC 12 CCl 2F2 120 0,9-1,0 2,8-3,4
CFC 113 C2Cl3F3 90 0,5 à 0,8 1,3-1,4
CFC 114 C2Cl2F4 180-200 0,6-0,8 3,7-4,1
CFC 115 C2Cl3F5 380-400 0,3-0,5 7,4-7,6
HCFC 22 CHClF 2 15,3 0,04-0,06 0,32-0,37
HCFC 123 C2HCl 2F3 1,6 0,013 -0,022 0,017 -0,020
HCFC 124 C2HClF 4 4 0,016 -0,024 0,092 -0,100
HFC 125 C2HF 5 28,1 0 0,51-0,65
HFC 134a C2H2F4 15,5 0 0,24-0,29
HCFC 141b C2H3Cl2F 7,8 0,07-0,11 0,084 -0,097
HCFC 142b C2H3ClF 2 19 0,05-0,06 0,34-0,39
HFC 143a C2H3F3 41 0 0,72-0,76
HFC 152a C2H4F2 1,7 0 0,026 -0,033
În cazul instalațiilor frigorifice, paralel cu acțiunea directă asupra efectului
de seră a freonilor emiși în atmosferă (apreciată prin GWP), se exercită și o acțiune
indirectă de încălzire , prin CO 2 degajat la producerea energiei consumate de
instalația f rigorifică, mult mai mare decât acțiunea directă asociată. Astfel, la un
frigider casnic, acțiunea directă este apreciată la 20% (7% prin fluidul frigorific R
12 și 13% prin agentul gonflabil din izolația cu spumă de poliuretan, R 11). Restul
de 80% este c ontribuția indirectă, apreciată prin CO 2 emis în atmosferă în timpul
producerii energiei electrice de acționare a instalației frigorifice (pe bază de
cărbune sau petrol, într -o centrală termoelectrică).
Astfel se introduce un echivalent al contribuției glo bale de încălzire TEWI
(Total Equivalent Warming Impact) calculat ținând seama de toate influențele
asupra efectului de seră [ 10.3]:
E m GWP TEWI
, (10.1)
unde: m este masa totală de fluid frigorific evacuat, în kg;
– emisia specifică
de CO 2 pentru producerea de energie electrică, în kg CO 2/kWh (valorile medii sunt:
0,51 pentru Europa, 0,67 pentru America de Nord și 0,58 pentru Japonia [ 10.4]); E
– consumul de energie electrică al instalației pe toată durata de viață, în k Wh.
10 Reducerea ozonului, calculată în regim stabil pentru 1 kg de gaz emis
anual în atmosferă este apreciată prin potențialul de distrugere al ozonului ODP
(Ozone Depletion Potential). Valoarea de referință este 1 pentru R 11, celelalte
fluide fiind compar ate pe baza unității de masă (1 kg emis pe suprafața
pământului). Valorile ODP pentru cele mai utilizate fluide frigorifice sunt
prezentate în tabelul 10.3.
Îngrijorările oamenilor de știință relative la efectele clorofluorocarburilor
asupra mediului au co ndus puterile publice din numeroase țări la luarea unor
măsuri restrictive privitoare la fluidele frigorifice poluante.
Comunitatea internațională are primul contact legat de această problemă în
martie 1985 prin Convenția de la Viena. În 1987, 33 țări au s emnat Protocolul de la
Montreal, reglementându -se producția de CFC și dispariția acestora la orizontul
anului 2000. Revizuirea acestui protocol prin Conferința de la Copenhaga în
noiembrie 1992, extinde măsurile și asupra altor fluide frigorifice incluzând și
HCHC și devansează data opririi producției de CFC. Conferința de la Copenhaga a
fost adoptată de 95 de țări la scara întregului glob pământesc, țările ce nu au aderat
la aceasta nereprezentând decât circa 5% din consumatori.
În calendarul reducerii și opririi producției de CFC, anul 1995 a reprezentat
o dată cheie: întradevăr, în toate țările Comunității Europene oprirea producției de
CFC a demarat la 1 ianuarie 1995. Mai mult ca niciodată, problemele înlocuirii
CFC sunt de maximă importanță și actualit ate. Oprirea producției de CFC a
companiilor nord -americane, europene și japoneze a generat două consecințe
majore :
– o penurie durabilă și în creștere de CFC, care se traduce printr -o
supralicitare a altor fluide frigorifice;
– un risc real de degradare a ca lității funcționale a instalațiilor care se
traduce prin existența unor probleme în menținerea unei bune
funcționări a echipamentelor.
În plus, noile reglementări europene asupra HCFC (în principal interdicțiile
utilizării HCFC 22 în echipamentele cu puter i electrice mai mari de 150 kW) vin să
complice strategiile întreprinderilor, fie fabricante sau utilizatoare de mașini
frigorifice. Problematica actuală nu se mai limitează deci numai la CFC și la
HCFC. Fabricanții de componente, instalații frigorifice s au de condiționare,
specialiștii de întreținere, instalatorii sau utilizatorii sunt deci direct interesați de
aceste reglementări.
Diferite soluții industriale pentru înlocuirea CFC (fluide pure, amestecuri
de fluide) sunt deja propuse spre aplicare. Din c ontră pentru înlocuirea HCFC și în
principal HCFC 22, soluțiile nu sunt încă satisfăcătoare și nici definitive. HCFC 22
este un fluid pentru care, la ora actuală nu s -a găsit nici un substituent neinflamabil
având proprietăți termodinamice și profiluri de presiune -temperatură similare.
Amestecurile par a fi pentru moment soluții interesante în substituția HCFC.
Utilizarea amestecurilor în sistemele frigorifice pot oferi în plus unele avantaje ca
substituenți ai HCFC: economie de energie, reglaj de putere, d acă echipamentele
sunt prevăzute de o asemenea manieră astfel încât să permită utilizarea acestor
avantaje.
În figura 10.2 sunt ilustrate principalele fluide de substituție pure sau
amestecuri de fluide funcție de potențialul de distrugere al stratului de ozon (ODP)
11 și de potențialul global de încălzire a Pământului (GWP). La ora actuală există o
serie de amestecuri de fluide care au fost propuse și testate pentru a substitui
fluidele interzise. În tabelul 10.4 sunt prezentate câteva din cele mai utilizate
amestecuri ca fluide frigorifice.
Fig. 10.2. Fluide de substituție
12
Tabelul 10.4. Amestecuri de fluide de substituție.
Cod fluid
frigorific Compoziția masică (%) Variația de
temperatură (K) la
schimbarea de fază,
la presiune
atmosferică Fluide
subst ituite
Amestecuri de HCFC
R 401 A R 22/R 152a/R 124 (53/13/34) 4,9 CFC 12
R 401 B R 22/R 152a/R 124 (61/11/28) 4,6 CFC 12
R 401 C R 22/R 152a/R 124 (33/15/52) 4,7 CFC 12
R 402 A R 125/R 290/R 22 (60/2/38) 0,9 CFC 502
R 402 B R 125/R 290/R 22 (38/2/ 60) 1,0 CFC 502
R 403 A R 290/R 22/R 218 (5/75/20) 2,5 CFC 502
R 403 B R 290/R 22/R 218 (5/56/39) 0,9 CFC 502
R 405 A R 22/152a/142b/C318 (45/7/5,5/42,5) 5,6 CFC 12
R 406 A R 22/R 600a/R 142b (55/4/41) 9,9 CFC 12
R 408 A R 125/R 134a/R 22 (7/46/47) 0,5 CFC 502
R 409 A R 22/R 124/R 142b (60/25/15) 7,9 CFC 12
Amestecuri fără clor
R 404 A R 125/R 143a/R 134a (44/52/4) 0,8 CFC 502
R 407 A R 32/R 125/R 134a (20/40/40) 6,4 CFC 502
R 407 B R 32/R 125/R 134a (10/70/20) 4,1 CFC 12,
CFC 502
R 407 C R 32/ R 125/R 134a (23/25/52) 7,1 HCFC 22
R 32/R 125/R 134a (30/10/60) 7,4 HCFC 22
R 32/R 125/R 143a (10/45/45) 0,5 CFC 502
R 32/R 134a (30/70) 7,4 HCFC 22
R 507 R 125/R 143a (50/50) 0,0 HCFC 22
R 410 A R 32/R 125 (50/50) <0,1 HCFC 22
R 411 A R 1270/R 2 2/R 152a (1,5/87,5/11) HCFC 22
R 411 B R 1270/R 22/R 152a (3/94/3) CFC 502
R 290/R 600a (50/50) 8,6 CFC 12
R 23/R 32/R 134a (2/31/67) 9,5 HCFC 22
13 10.1.2. INSTALAȚII FRIGORIFI CRE CU COMPRESIE MEC ANICA DE
VAPORI
Instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori se folosesc pentru
obținerea unor temperaturi, în general în intervalul -20-90șC. Acestea pot fi:
– cu compresie într -o singură treaptă;
– cu co mpresie în mai multe trepte;
– în cascadă.
Instalațiile frigorifice într -o singură treaptă sunt utilizate pentru obținerea
unor temperaturi -20-30șC, cu tendința de a ajunge până la –60șC prin
perfecționarea ciclului (subrăcire avansată înainte de laminare, supraîncălzirea
vaporilor aspirați de compresor, folosirea unor agenți frigorifici cu caracteristici
superioare).
Instalațiile frigorifice cu două și trei trepte de compresie se utilizează în
general în domeniul -30-60ș, folosindu -se un singur agent de l ucru.
Instalațiile frigorifice în cascadă (două sau trei) sunt utilizate pentru
obținerea unor nivele de frig de -70-90șC, cascadele fiind parcurse de agenți
frigorifici diferiții.
Avantajul instalațiilor frigorifice cu compresie constă în aceea că, la
schimbarea stării de agregare prin vaporizare și condensare, coeficienții de transfer
de căldură au valori ridicate, astfel că schimbătoarele de căldură din circuitul
frigorific pot fi dimensionate în condiții economice. În plus, aceste două procese
sunt izo terme în cazul fluidelor pure, ceea ce face posibilă reducerea pierderilor
datorită ireversibilității transferului de căldură între agentul frigorific utilizat și cele
două surse de căldură, prin menținerea diferențelor minime de temperatură în limite
acceptabile. În cazul utilizării unor amestecuri de fluide, în special a amestecurilor
zeotrope, procesele de vaporizare și condensare nu mai au loc la temperatură și
presiune constantă, dar și în acest caz profilul de variație a temperaturilor în
aparatele de schimb de căldură conduce la reducerea diferențelor minime de
temperatură dintre fluidele de lucru.
10.1.2.1. Instalațiile frigorifice cu compresie într -o singură treaptă
• Ciclul procesului ideal. Funcționarea unei instalații frigorifice ideale cu
comp resie mecanică de vapori se bazează pe ciclul Carnot inversat (fig. 10.3), în
care agentul de lucru parcurge o succesiune de transformări compuse din două
izoterme și două adiabate.
Procesele care compun ciclul sunt următoarele:
– comprimarea adiabată rever sibilă (izentropică) ( 1-2) în compresorul K,
care determină creșterea parametrilor presiune și temperatură de la pv,
Tv la pc, Tc;
– condensarea izobar -izotermă ( 2-3) în condensatorul C. În cazul ideal,
transferul de căldură are loc la diferențe infinit mici de temperatură,
deci Tc = T a (temperatura de condensare = temperatura mediului
ambiant);
14 – destinderea adiabată reversibilă (izentropică) ( 3-4) în detentorul D,
care determină scăderea parametrilor presiune și temperatură de la pc,
Tc la pv, Tv;
– vaporizarea izobar -izotermă ( 4-1) în vaporizatorul V, care are loc la
presiunea și temperatura de vaporizare pv și respectiv Tv. Transferul de
căldură de la sursa rece la agentul frigorific are loc la diferențe infinit
mici de temperatură, deci Tv=T f (temperatura de vaporizare =
temperatura la care se obține frigul).
a b
Fig. 10.3. Schema (a) și ciclul (b) instalației frigorifice ideale cu compresie mecanică de vapori:
K – compresor, C – condensator, D – detentor; V – vaporizator; M – motor electric.
Bilanțul termic al ciclului ideal al instalației frigorifice cu compresie are
forma:
kgkJl q l qd c c 0
, (10.2)
sau:
kgkJl q ll q qd c c 0 0
; (10.3)
unde:
4 1 4 1 0 ss T hh qv este căldura specifică absorbită în
vaporizatorul i nstalației la temperatura coborâtă, Tv, în kJ/kg;
3 2 3 2 s s Th h qc c
– căldura specifică cedată în condensatorul
instalației la temperatura ridicată, Tc, în kJ/kg; ld
K C
V D ~ M
1 2 3
4 lc
q0 qc
1 2 3
4 h1 h2 h3
h4
s3 = s 4 s1 = s 2 Tc = T a
Tv = T f T
s s 5 6
15
1 2h hlc – lucrul mecanic consumat în compresor, în kJ/kg;
4 3h h ld
– lucrul mecanic obținut prin detenta vaporilor, în kJ/kg;
d clll
– lucrul mecanic total al ciclului, în kJ/kg.
Pentru caracterizarea perfecțiunii acestui ciclu, se utilizează eficiența
frigorifică , care se definește prin rapor tul dintre producția (sarcina) frigorifică
specifică q0 a instalației și lucrul mecanic consumat l, rezultând în acest caz
eficiența frigorifică a ciclului ideal sau Carnot:
lq
C0
. (10.4)
Înlocuind valoarea lui l cu cea rezultată din b ilanțul termic al instalației, se
obține:
v c
vc v cv
v cvcC
TTf
TT T TT
T TsTs
ariaariaaria ariaaria
q qq
,
11
143211564115641 2563215641
00
(10.5)
Această relație arată că eficiența ciclului frigorific ideal depinde numai
temperatura de condensare Tc și temperatura de vaporizare Tv, fiind cu atât mai
mare cu cât acestea sunt m ai apropiate. Eficiența frigorifică nu este un randament,
având valori mai mari sau mai mici ca unitatea.
• Schema și ciclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie
mecanică de vapori fără subrăcire. Ciclul ideal, așa cu a fost prezentat, nu poa te
fi realizat practic din următoarele motive:
– procesul de comprimare 1-2 trebuie deplasat în domeniul vaporilor
supraîncălziți pentru a evita comprimarea vaporilor umezi care poate
produce eroziune și instabilitate hidraulică. Acest lucrul presupune
vapor izarea completă a agentului frigorific în vaporizator, deci
alimentarea compresorului cu vapori saturați uscați;
– procesul de destindere 3-4 trebuie înlocuit, pentru simplificarea
instalației (detentorul fiind un element dificil de realizat constructiv,
lucrul mecanic de detentă fiind și foarte mic), printr -un ventil de
laminare. Prin această înlocuire, destinderea nu mai are loc adiabatic,
ci izentalpic, micșorându -se producția frigorifică specifică. În același
timp, se mărește și lucrul mecanic consumat, c u valoarea lucrului
mecanic de destindere ld, care se obținea în detentor.
Schema și ciclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie mecanică de
vapori fără subrăcire sunt prezentate în figura 10.4.
16
Fig. 10.4. Sc hema (a) și ciclul instalației frigorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori
fără subrăcire, în diagramele T – s (b) și lg p – h (c):
K – compresor, C – condensator, VL – ventil de laminare; V – vaporizator; M – motor electric.
Procesul de lamina re 3-4, în ventilul de laminare VL determină scăderea
parametrilor de la pc, Tc la pv, Tv, la entalpie constantă h3 = h 4. Titlul amestecului
bifazic la ieșirea din ventilul de laminare, se obține astfel:
vl
ll
l lrhh
hhhhx hhxh hh3
13
4 1 4 4 3
, (10.6)
unde: hl reprezint ă entalpia agentului frigorifică în stare de lichid la saturație, la
temperatura și presiune de vaporizare, în kJ/kg;
rv – căldura latentă de vaporizare la temperatura de vaporizare, în kJ/kg.
K C
V VL ~ M
1 2 3
4
q0 qc
lc
a
1 2
3
4
h1 h2
s4 s1 = s 2 Tc
Tv T
s q0
s3 2’ Cr
b Cr
1 2 3
4
h3 =hi 4 h1 pc
pv lg p
h q0 2’
h2 qc
lc
c
17 Lucrul mecanic total al ciclului este chiar cel necesar compr imării:
kgkJh h hhhh q q llc c 1 2 4 1 3 2 0
. (10.7)
Eficiența frigorifică a ciclului teoretic va fi:
1 24 1 0
hhhh
lq
f
. (10.8)
Deplasarea comprimării în domeniul vaporilor supraîncălziți și efectuarea
destinderii prin laminare, determină reducerea eficiențe i frigorifice a ciclului
teoretic în raport cu cea a ciclului ideal (Carnot, de referință). Se poate determina
astfel, gradul de reversibilitate al ciclului teoretic față de cel ideal:
1
1 24 1
vv c
Cf
tTTT
h hhh
. (10.9)
• Schema și ciclul teoretic al insta lației frigorifice cu compresie
mecanică de vapori cu subrăcire. Pentru a compensa micșorarea producției
frigorifice specifice cauzată de înlocuirea destinderii cu o laminare, după
condensarea vaporilor se practică o subrăcire. În acest fel se diminuează i nfluența
negativă a ireversibilității procesului de laminare asupra eficienței frigorifice. De
asemenea, este cunoscut faptul că volumul specific al vaporilor este mult mai mare
ca cel al lichidului, ceea ce înseamnă că, secțiunea ventilului de laminare (r espectiv
dimensiunea sa) este mult mai mică în cazul laminării unui lichid față de cazul
laminării aceluiași debit de vapori. Subrăcirea se poate realiza chiar în interiorul
condensatorului, prin prevederea unei suprafețe de schimb de căldură suplimentare
sau într -un schimbător de căldură special, utilizându -se un agent de răcire sau
vaporii de agent frigorific produși în vaporizator, înainte de a fi aspirați în
compresor (subrăcire regenerativă).
Schema și ciclul teoretic al instalației frigorifice cu comp resie mecanică de
vapori fără subrăcire sunt prezentate în figura 10.5.
Cum izobarele în domeniul lichidului sunt foarte apropiate de curba de
saturație, procesul de subrăcire poate fi reprezentat în diagrama T-s, practic
suprapus peste curba de saturație .
Prin subrăcirea condensatului, producția specifică de frig se mărește (cu o
mărime corespunzătoare suprafeței 4 -3-3’-4’-4), fără a modifica consumul de lucru
mecanic.
18
Fig. 10.5. Schema (a) și ciclul instalației fri gorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori cu
subrăcire, în diagramele T – s (b) și lg p – h (c):
K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare;
V – vaporizator; M – motor electric.
Gradul de subrăcire al condensatului este:
K T T T T TSR c SR '3 3
, (10.10)
unde: TSR este temperatura de subrăcire, în K.
În acest caz, puterea frigorifică specifică devine:
kgkJq q h h hh hh qSR
0 0 '4 4 4 1 '4 1 0'
. (10.11) q0 K C
V VL ~ M
1 2 3’
4 lc qc
SR qSR
3
a Cr
1 2 3
4
h3 = h 4 h1 pc
pv lg p
h q’0 2’
h2 qc
lc 3’
4’ qSR
h3’=h4
’ b 1 2
3
4
s4 s1 = s 2 Tc
Tv T
s s3 2’ Cr
3’
4’
s3’ s4’ q0SR
c
19
Sarcina termică specifică a subrăcitorului este:
kgkJq h h h h qSR
SR 0 '4 4 '3 3
, (10.12)
unde:
SRq0 este creșterea puterii frigorifice specifice datorită subrăcirii, în kJ/kg.
Eficiența frigorifică a ciclului teoretic cu subrăcire va fi:
fSR
fSR SR
cfqq
qq
lq
lq q
lq
00
00 0 0 0 01 1''
, (10.13)
deci aceasta este mai mare decât cea a ciclul ui frigorific fără subrăcire.
• Influența supraîncălzirii vaporilor aspirați de compresor. În condiții
reale de funcționare, pentru a fi siguri că procesul de vaporizare este complet
încheiat, pentru a avea o reglare eficientă a instalației și pentru îmbu nătățirea
umplerii cilindrului compresorului, se recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte
de aspirație. Această supraîncălzire poate avea loc chiar în vaporizator, dar nu este
recomandată datorită coeficienților de transfer de căldură mici, în cazul va porilor,
ceea ce ar conduce la suprafețe de schimb de căldură importante. Supraîncălzirea
se poate realiza și natural prin contactul direct dintre suprafața conductei de
aspirație în compresor și mediul ambiant. De asemenea, cum vom vedea în
paragraful urm ător, supraîncălzirea se poate realiza și prin subrăcirea regenerativă.
Ciclurile teoretice ale instalației frigorifice cu compresie mecanică de
vapori cu supraîncălzire, în diagramele T-s și lg p-h, sunt prezentate în figura 10.6.
Fig. 10. 6. Ciclurile instalației frigorifice teoretice cu compresie mecanică de vapori cu subrăcire,
în diagramele T – s (b) și lg p – h (c).
Cr
1 2 3
4
i3 = i4 i1 pc
pv lg p
i q’0 2’
i1’ qc
l’ 2”
1’
i2” 1 2
3
4
s4 s1 = s 2 Tc
Tv T
s q0
s3 2’ Cr 2”
1’
q0SI Tsi=T1’
20 Gradul de supraîncălzire al vaporilor în vaporizator:
K T TT T Tv si SI 1 '1
, (10.13)
unde: TSI este temperatura vapo rilor supraîncălziți în aspirația compresorului, în K.
Puterea frigorifică specifică în cazul ciclului cu supraîncălzirea vaporilor
aspirați de compresor este:
kgkJq qhh hh hh qSI
0 0 1 1 4 1 4 1 0 ' ' '
, (10.14)
unde:
SIq0 este creșterea puterii frigorif ice specifice datorită supraîncălzirii, în
kJ/kg.
Lucrul mecanic specific al ciclului cu supraîncălzire este mai mare decât
cel al celui fără supraîncălzire:
kgkJlh h h hl1 2 '1 "2'
, (10.15)
iar datorită faptului că și puterea frigorifică specifică cre ște, eficiența frigorifică a
ciclului cu supraîncălzire va fi mai mare sau mai mică decât cea a ciclului fără
supraîncălzire, funcție de natura agentului frigorific utilizat:
'1 "24 '1 0
'''h hh h
lq
f
. (10.16)
Nu se recomandă ca supraîncălzirea să depășea scă 510șC în cazul
amoniacului, altfel aceasta va influența negativ eficiența frigorifică. În cazul
freonilor, supraîncălzirea nu afectează decât într -o mică măsură eficiența frigorifică
a instalației, aceasta fiind recomandată a fi cât mai mare, ajungând u-se la valori de
până la 30…40șC [10.14].
• Ciclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie mecanic de
vapori cu subrăcire regenerativă. Deoarece supraîncălzirea în vaporizator nu este
eficientă din punct de vedere al intensității transferului de căldură, se recomandă
supraîncălzirea vaporilor pe seama subrăcirii condensatului, în cadrul unui transfer
de căldură (ireversibil) regenerativ. În acest caz, sarcina termică aferentă
supraîncălzirii este practic egală cu sarcina termică a subrăcirii.
Realizarea subrăcirii regenerative prezintă următoarele avantaje:
– suprafața vaporizatorului este utilizată în mod eficient;
– se asigură un grad de subrăcire avansat, ce nu poate fi obținut cu
ajutorul apei de răcire;
21 – sunt micșorate pierderile de frig în medi ul ambiant prin suprafața
conductei de aspirație în compresor, deoarece acesta este alimentat cu
vapori supraîncălziți cu o temperatură relativ ridicată.
Dezavantajele instalației sunt legate tocmai de prezența regeneratorului,
care complică și scumpește i nstalația și introduce o pierdere suplimentară cauzată
de ireversibilitatea transferului de căldură la diferențe finite din acest schimbător de
căldură.
Schema, diagrama temperatură -suprafață de schimb de căldură din
regenerator ( T-S) și ciclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie mecanică
de vapori cu subrăcire regenerativă sunt prezentate în figura 10.7
Fig. 10.7. Schema (a), diagrama T-S pentru regenerator (b) și ciclurile instalației frigorifice
teoretice cu compresie mecanică de vapori cu subrăcire regenerativă în diagramele T-s (c) și lg
p-h (d):
K – compresor, C – condensator, R – regenerator; VL – ventil de laminare; V – vaporizator. s q0 K C
V VL 1’ 2
3
4 lc qc
R
1 3’
a
1 2
3
s1 s1’ = s 2 Tc
Tv T
s3 2’ Cr
3’
4
s3’ s4 qSR 1’
qSI
c Cr
1 2 3
h3 h1 pc
pv lg p
h q0 2’
h2 qc
lc 3’
4 qSR
h3’=h4 1’
h1’
d T1’
Tv Tc
T3’ Regenerator
S T
Vapori Lichid
b TSR
TSI
22 În condiții teoretice sarcinile termice specifice la subrăcire și supraîn călzire
sunt egale:
kgkJh h q h h qsr SI '3 3 1 '1
. (10.17)
Deoarece supraîncălzirea nu are loc în vaporizator, puterea frigorifică
specifică va fi:
kgkJhh q4 1 0
, (10.18)
iar eficiența frigorifică:
'1 24 1 0
h hhh
lq
cf
. (10.19)
• Schema și c iclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie
mecanică de vapori cu separator de picături. Pentru asigurarea funcționării în
condiții uscate a compresorului, se poate utiliza și schema cu separator de picături
(fig. 10.8). În acest caz, în schemă apar două contururi, parcurse de debite diferite
de agent frigorific.
Fig. 10.8. Schema (a) și ciclul (b) instalației frigorifice teoretice cu compresie mecanică de
vapori cu separator de picături:
K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare;
SP – separator de picături; V – vaporizator. lc
q0 K C
V VL
1=4” 2 3
4 qc
SP 1 3’ SR qSR
4’
2m
1m
a 1=4” 2
3
4’
s4 s1 = s 2 Tc
Tv T
s 2’ Cr
3’
4
s4’ x4
b
23 După efectuarea laminării 3’-4, agentul frigorific cu starea 4 de vapori
saturați umezi, cu titlul x4, este dirijat în separatorul de picături SP unde are loc
separare în lic hid saturat cu starea 4’ și vapori saturați uscați cu starea 4”. Vaporii
formați în vaporizator (teoretic cu starea 1=4” ) sunt de asemenea introduși în
separatorul de picături. Astfel, chiar dacă vaporizarea agentului frigorific în
vaporizator este incompl etă, compresorul este alimentat cu vapori saturați uscați
din separatorul de picături. În același timp, separatorul de picături asigură
alimentarea cu lichid saturat cu starea 4’ a vaporizatorului.
Pentru a determina raportul celor două debite
1m și
2m care circulă prin
cele două contururi ale instalației frigorifice, se efectuează bilanțul termic al
separatorului de picături:
kW hmhmhm hm'4 2 1 1 1 2 4 1
. (10.20)
Entalpia agentului frigorific la ieșirea din ventilul de laminare se poate
scrie:
kgkJrx h hv 4 '4 4
, (10.21)
de unde rezultă coeficientul de debit, definit ca raportul debitelor ce parcurg cele
două contururi:
1 1
'4 11 4
'4 11 4 '4 1
'4 14 1
12hhrx
hhrx hh
hhhh
mm
. (10.22)
Considerând
4 1 0' hh q puterea frigorifică specifică a instalației
frigorifice fără separator de picături, iar
'4 1hhrv , rezultă:
1 1'
4
14 0
'4 14 1 xrrxr
rq
hhhhv v
v
. (10.23)
În aceste condiții, eficiența frigorifică a ciclului cu separator de picături
este:
f
c c cv
cv SP
flq
lq
lr
lmrm
PQ 0 0
12 0 '
, (10.24)
unde: Q0 este puterea frigorifică totală, în kW;
P – puterea totală de compresie, în kW.
24 Se constată că prezența separatorului de picături nu modifică eficiența
frigorifică a ciclului frigorific, mărimile Q0 și P fiind egale cu cele care
caracterizează ciclul frigorific fără separator de picături.
• Schema și ciclul real al instalației frigorifice cu compresie mecanică
de vapori. Schema și ciclul instalațiilor frigorifice reale cu compresie mecanică de
vapori într -o singură treaptă sunt prezentate în f ig. 10.9. Se observă că există o
serie de deosebiri față de ciclul instalației frigorifice teoretice.
Fig. 10.9. Schema (a) și ciclurile reale ale instalației frigorifice teoretice cu compresie mecanică
de vapori în diagramel e T-s (b) și lg p-h (c):
K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator.
Abateri ale procesului real față de cel teoretic sunt:
– procesul de compresie din compresor nu este un proces adiabat
reversibil datorită fr ecărilor mecanice și gazodinamice, precum și ca
urmare a schimbului de căldură cu pereții; Valoarea lucrului mecanic
de compresie se calculează cu relația: lc
q0 K C
V VL
1 2 3
4 qc
3’ SR qSR
a
1 2
3
s4 s1 = s 2s Tc
Tv T
s 2’ Cr
3’
4
s2 2s
b Cr
1 2 3 2s
h3 h1 pc
pv lg p
h q0 2’
h2 qc
lc 3’
4 qSR
h3’=h4
’ lc,t
c
25
kgkJ
ppvpkklkk
vc
v v
ic31
10111
, (10.25)
unde: i este randamentul intern al compresorului;
pv, pc – presi unea în vaporizator și în condensator, în Pa;
vv – volumul specific al vaporilor de agent frigorific la intrarea în
compresor, în m3/kg;
k – exponentul adiabatic al agentului frigorific.
– procesele de transfer de căldură între agentul frigorific și mediul de
răcire (apă, aer) din condensator și subrăcitor presupun existența unor
diferențe finite de temperatură, care imprimă acestor procese un
caracter ireversibil;
– procesele de transfer de căldură între mediul răcit și agentul frigorific
din vaporizator se d esfășoară de asemenea la diferențe finite de
temperatură, fiind deci un proces ireversibil;
– circulația agentului frigorific prin instalație este însoțită de pierderi de
presiune;
– echipamentele, conductele, ș.a. prin care evoluează fluidele de lucru
schimbă căldură cu mediul ambiant.
Totuși, pentru simplificarea calculelor, și în cazul ciclului frigorific real se
ține în general seama de o serie de ipoteze simplificatoare:
– procesul de comprimare 1-2 este adiabat ireversibil;
– procesul de evacuare a căldurii c ătre mediul ambiant se compune din
desupraîncălzirea izobară 2-2’, condensarea izobar -izotermă 2’-3 și
subrăcirea izobară 3-3’; temperatura de condensare Tc este superioară
temperaturii apei (aerului) de răcire la ieșirea din aparat cu diferența
Tc necesa ră efectuării transferului de căldură (fig. 10.10 – a, b);
– procesul de laminare 3’-4 este adiabat ireversibil (cu creșterea
entropiei);
– procesul de vaporizare 4-1 este izobar -izoterm și se desfășoară la o
temperatură Tv (T0) inferioară temperaturii agentul ui purtător de frig la
ieșirea din aparat cu diferența Tv necesară desfășurării transferului de
căldură (fig. 10.10 – c);
– se neglijează supraîncălzirea vaporilor în conducta care alimentează
compresorul.
În aceste condiții se constată că:
K T T T T TT T TTSR c c a c v f v '3" "; ;
, (10.26)
unde: T”f este temperatura purtătorului de frig la ieșirea din vaporizator, în K;
T”a – temperatura agentului de răcire la ieșirea din condensator, în K;
T3’ – temperatura condensatului subrăcit, în K;
Tv – diferența minimă de tempera tură din vaporizator, în K;
Tc – diferența minimă de temperatură din condensator, în K;
26
Fig. 10.10. Diagramele T-S pentru condensator (a), subrăcitor (b) și vaporizator (c).
Pentru determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale
ciclului, este necesară determinarea randamentului intern, adiabatic al comprimării:
1 21 2 ,
h hh h
lls
ctc
i
, (10.27)
unde: lc,t este lucrul mecanic teoretic de compresie, în kJ/kg;
lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;
h2s – entalpia va porilor la ieșirea din compresor în cazul procesului teoretic
(izentropic), în kJ/kg.
Astfel, rezultă entalpia reală a vaporilor la ieșirea din compresor:
kgkJ h hhl
hl h h
is
itc
c 1 2
1,
1 1 2
. (10.28)
Pentru calcule aproximative se poate estima valoarea randamentul ui intern
al compresorului ca raport al temperaturilor absolute de vaporizare și condensare
[10.3]:
cv
iTT
. (10.29)
Eficiența frigorifică a ciclului real va fi:
tf i
si
crfh hhh
h hhh
lq
,
1 24 1
1 24 1 0
,
, (10.30)
unde: f,t este eficiența frigorifică a ciclului teoretic.
T’f
Tv=T0 T3’ Vaporizator
Sv T
T”f Tv
c Ta2
Ta1 Tc
T3’ Subrăcitor
SSR T
b T’a T2
Tc T”a Condensator
Sc T
Tc
a Ta
27 Gradul de reversibilitate al ciclului real față de cel de referință (Carnot)
este:
11
1 24 1 ,
C si
Crf
rh hhh
. (10.31)
10.1.2.2. Instalațiile frigorifice cu compresie în două trepte
Realizarea unor nivele de frig tot mai coborâte în v aporizatorul instalației
frigorifice cu compresie mecanică de vapori, în condițiile în care temperatura de
condensare rămâne constantă, implică mărirea continuă a raportului de compresie
pc/pv. Această mărire are efecte negative asupra funcționării instala ției, datorită
micșorării factorului de debit și a randamentului indicat al compresorului și măririi
excesive a temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor, cea ce înrăutățește
condițiile de ungere ale acestuia. Această temperatură nu trebuie să depășe ască
valorile admisibile de circa 145 șC, corespunzătoare temperaturii de cocsificare a
uleiurilor de ungere. Din aceste cauze, pentru rapoarte de compresie pc/pv > 89,
este necesar să se utilizeze comprimarea în două trepte, între care vaporii între
treptele de comprimare sunt răciți cu apă sau agent frigorific lichid.
Schemele instalațiilor frigorifice cu compresie în două trepte sunt diverse,
în funcție în general de tipul agentului frigorific, temperatura agentului de răcire și
scopul urmărit.
În fig. 10.11 și 10.12 sunt prezentate patru variante de realizare a ciclului
frigorific cu compresie mecanică de vapori în două trepte.
• Schema și ciclul instalației frigorifice cu compresie în două trepte cu
o laminare și răcire intermediară parțială (incomplet ă) realizează între cele
două trepte de compresie o răcire intermediară cu apă a vaporilor (fig. 10.11 – a).
Această răcire este parțială, vaporii rămânând supraîncălziți. La această instalație
debitul de vapori comprimați este același în ambele compresoar e. Din punctul de
vedere al consumului de lucru mecanic și al eficienței frigorifice al ciclului,
valoarea optimă a presiunii intermediare pi este [ 10.5]:
Pa pp pc v i
. (10.32)
Mărimile caracteristice ale ciclului sunt următoarele:
– puterea f rigorifică specifică:
kgkJhh hh q5 1 6 1 0
, (10.33)
28
Fig. 10.11. Schemele și ciclul instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori în două
trepte cu o laminare:
a – instalația cu răcire interme diară parțială; b – instalația cu răcire intermediară completă; K1
– compresor de joasă presiune; K2 – compresor de înaltă presiune; C -SR – ansamblul condensator –
subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator;
BI – butelie de răcire intermediară.
Cr
1 2 3
h5’ h1 pc
pv lg p
h q0 4’
h4 qc
5’
6 qSR
h5=h6 lc,1 pi
lc,2 4 5 2’
VL K2 C-SR
V 1 2 5
lc1
6 3 4
K1 lc2 qc+qSR
q0 RI
a
VL2 qc+qSR
K2 C-SR
V 1 2 5
lc,1 6 3 4
K1 lc,2
q0 BI
7
2m
1m
VL1
b Cr
1 2 3
h5’ h1 pc
pv lg p
h q0 4’
h4 qc
5’
7 qSR
h5=h6=h7 lc,1 pi
lc,2 4 5 2’
1’ 6
29 – lucrul mecanic specific de compresie în treapta I , II și respectiv total:
kgkJh h h h l l lh h l h h l
c c trcc c
3 4 1 2 2 1 2,3 4 2 1 2 1 ; ;
, (10.34)
– sarcina termică specifică la condensator -subrăcitor:
kgkJh h qSRc 5 4
. (10.35)
Economia de lucru mecanic în raport cu comprimarea într -o treaptă va fi:
kgkJh h h h h h h h h hl lltrc trc c
3 2 4 '2 3 4 1 2 1 '22, 1,
, (10.36)
iar eficiența frigorifică a ciclului:
1 '25 1
1,0
1,
3 4 1 25 1
2,0
2,h hhh
lq
h h h hhh
lq
trctrf
trctrf
, (10.37)
unde: f,1tr este eficiența ciclului frigorific într -o singură treaptă ce ar funcționa
între aceleași presiuni pv și pc;
f,1tr – eficiența ciclului frigorific în două trepte;
lc,1tr – lucrul mecanic de compresie într -o singură treaptă, în kJ/kg;
lc,2tr – lucrul mecanic de compresie în două trepte, în kJ/kg;
Se constată astfel o creștere în general cu circa 3 4% a eficienței
frigorif ice a instalației cu compresie mecanică de vapori în două trepte, cu o
singură laminare și răcire intermediară parțială, față de instalația frigorifică într -o
singură treaptă ce ar funcționa între aceleași presiuni extreme.
Avantajul schemei constă în simp litate constructivă și costul coborât al
instalației. Datorită temperaturii ridicate a vaporilor în compresorul de înaltă
presiune, utilizarea ei este însă limitată la instalațiile cu freoni, la care temperatura
de vaporizare coboară sub –40 șC. La tempera turi mai coborâte se recurge la ciclul
cu răcire intermediară completă.
• Schema și ciclul instalației frigorifice cu compresie în două trepte cu
o laminare și răcire intermediară completă realizează între cele două trepte de
compresie o răcire intermediar ă completă prin introducerea în schemă a unei butelii
de răcire intermediare BI și a unui ventil de laminare auxiliar VL1 (fig. 10.11 – b).
De această dată, față de cazul schemei anterioare, se creează două contururi
30 parcurse de debite de agent frigorific diferite. Pentru a stabili raportul celor două
debite se apelează la bilanțul termic pe butelia intermediară:
1
6 36 2
123 2 6 1 2 2 1
h hh h
mmkW hm h m m hm
. (10.38)
Puterea totală de compresie se determină prin însumarea puterilor de
compresie ale celor două compresoare::
kW l l m l m lm P P Pc c c c c c c 2, 1, 1 2, 2 1, 1 2, 1,
. (10.39)
Rezultă astfel lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de
agent care circulă prin treapta de joasă presiune (I):
kgkJh h h h l lmPlc cc
trc 3 4 1 2 2, 1,
12,
(10.40)
și eficiența frigorifică a ciclului:
3 4 1 20
2, 1,0
2,0 0
2,h h h hq
l lq
lq
PQ
c c trc ctrf
. (10.41)
Răcirea completă determină o creștere a eficienței frigorifice cu 2 3%.
Avantajul principal al schemei constă în reducerea substanțială a temperaturii de
refulare din compresorul de înaltă presiune K2, ceea ce permite evident reducerea
temperaturi i de vaporizare. Dezavantajul acestei instalații îl reprezintă gradul mare
de vaporizare în ventilul principal de laminare VL2, la temperaturi de vaporizare
coborâte, ceea ce determină reducerea puterii frigorifice și în consecință a eficienței
ciclului. P entru a elimina acest efect se recurge la instalația cu două laminări sau la
subrăcirea lichidului de înaltă presiune în butelia intermediară.
• Schema și ciclul instalației frigorifice cu compresie mecanică de
vapori cu două trepte, cu două laminări și ră cire intermediară completă (fig.
10.12. – a). În acest caz, debitul
2m comprimat în compresorul de înaltă presiune
K2, condensat și subrăcit este laminat în întregime în ventilul de laminare VL2 de
la presiunea pc la pi. În continuare, acest debit este introdus în butelia de răcire
intermediară BI unde, prin vaporizare parțială, determină răcirea intermediară
completă (procesul 2-3) a debitului
1m comprimat în compresorul de joasă
presiune K1. În timp ce vaporii usc ați cu starea 3 sunt aspirați în compresorul K2,
debitul
1m extras pe la partea inferioară a buteliei intermediare (lichid saturat) este
laminat în ventilul de laminare VL2 de la presiunea pi la pv. Urmează vaporizarea
în vaporizatorul V și realizarea efectului frigorific q0, după care ciclul se reia.
31
Fig. 10.12. Schemele și ciclul instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori în două
trepte:
a – instalația cu două laminări și răcire i ntermediară completă; b – instalația cu subrăcirea
lichidului de înaltă presiune;
K1 – compresor de joasă presiune; K2 – compresor de înaltă presiune; C -SR – ansamblul
condensator -subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; BI – butelie de răcir e intermediară.
Cele două contururi ale instalației sunt parcurse de debite diferite, legătura
dintre ele realizându -se prin ecuația de bilanț termic pe butelia intermediară:
VL2 qc+qSR
K2 C-SR
V 1 2 5
6
lc,1 3 4
K1 lc,2
q0 BI
8
2m
1m
VL1 7 Cr
1 2 3
h1 pc
pv lg p
h q0 4’
h4 qc
5’
8 qSR
h7=h8 lc,1 pi
lc,2 4 5 2’
1’ 7
6
a
Cr
1 2 3
h5=h6 h1 pc
pv lg p
h q0 4’
h4 qc
5
8
h7=h8 lc,1 pi
lc,2 4 7 2’
1’ 6
VL2 qc
K2 C
V 1 2 5
lc,1 6 3 4
K1 lc,2
q0 BI
8
2m
1m
VL1
7 m
1
b
32
1
6 37 2
12
3 2 7 1 6 2 2 1 hhh h
mmkW hm hm hm hm , (10.42)
Se constată astfel că în cazul instalației cu două laminări coeficientul de
debit este mai mare ca în cazul instalației cu o singură laminare ,
. 1 . 2 lam lami ,
deoarece h7 < h 6.
Laminarea în două trepte conduce la creșterea puterii frigorifice specifice,
față de cazul instalației cu o singu ră laminare:
.1,0 8 6 .1,0 8 6 6 1 8 1 . 2,0 lam lam lam q hh q hh hh hh q
. (10.43)
Puterea totală de compresie va fi în acest caz:
kW l l m l m lm P P Pc c c c c c c 2, 1, 1 2, 2 1, 1 2, 1,
. (10.44)
Comparând cele două cicluri frigorifice (cu o laminare și cu două) se
constată că, deși coeficientul de debit crește, creșt erea puterii frigorifice specifice
q0 la instalația cu două laminări este predominantă, ceea ce conduce în consecință
și la creșterea eficienței frigorifice a ciclului cu două laminări:
. 1,
3 4 1 20
2 10 0 0
. 2, lamf
c c c clamfh h h hq
l lq
lq
PQ
(10.45)
• Schema și ciclul instalației frigo rifice cu compresie mecanică de
vapori cu două trepte, cu subrăcirea lichidului de înaltă presiune (fig. 10.12. –
b) asigură răcirea intermediară a vaporilor între cele două trepte de compresie în
butelia de răcire intermediară BI, prin amestec cu agentul frigorific condensat,
subrăcit și laminat. Pentru aceasta, vaporii comprimați în compresorul de joasă
presiune K1, pătrund în butelia de răcire intermediară, unde se răcesc până la
temperatura de saturație, apoi împreună cu vaporii formați în butelie supli mentar,
sunt aspirați de compresorul de înaltă presiune K2, comprimați și refulați în
condensatorul C. După condensare și subrăcire, lichidul se împarte în două părți. O
parte se injectează în butelia de răcire prin intermediul unui ventil de laminare,
cealaltă parte se subrăcește în serpentina montată în butelia de răcire, apoi se
laminează și este trimisă în vaporizatorul V, unde vaporizează la joasă temperatură,
absorbind o cantitate de căldură de la un agent intermediar.
Ca și în cazurile anterioare, bi lanțul termic pe butelia intermediară oferă
legătura dintre debitele ce parcurg cele două circuite formate:
1
6 37 2
6 36 5 7 2
127 1 3 2 6 1 2 5 1 2 1
h hh h
h hh h h h
mmkW hmhm h m m hm hm
. (10.46)
33 Lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de agent care circulă
prin treapta de joasă presiune (I) es te:
kgkJh h h h l lmPlc cc
trc 3 4 1 2 2, 1,
12,
. (10.47)
Eficiența frigorifică a ciclului se determină cu relația:
3 4 1 28 1
2, 1,0
2,0 0
h h h hhh
l lq
lq
PQ
c c trc cf
. (10.48)
10.1.2.3. Instalațiile frigorifice cu compresie în trei trepte
La temperaturi de vaporizare, în general sub –60șC, instalaț iile frigorifice
cu compresie în două trepte devin neeconomice datorită rapoartelor mari de
comprimare pe o treaptă, lucru care determină coeficienți de debit reduși, deci
dimensiuni mari pentru compresoare.
Schema și ciclul unei instalații frigorifice cu compresie mecanică de vapori
în trei trepte este prezentată în figura 10.13.
Treptele 2 și 3 se consideră o singură treaptă comună și se determină astfel
c v i pp p'
și apoi
ci i pp p ' " .
Particularitatea schemei constă în prezența c elor două butelii intermediare.
Rapoartele debitelor de agent frigorific se determină din ecuațiile de bilanț termic
ale celor două butelii intermediare:
– bilanțul termic al BI1:
1
10 311 2
12
2,1 3 2 11 1 10 2 2 1 hhh h
mmkWhmhm hm hm
;(10.49)
– bilanțul termic al BI2:
1
8 59 4
23
3,2 5 3 9 2 8 3 4 2 h hh h
mmkW hmhm hm hm
.(10.50)
Puterea frigorifică specifică este:
kgkJ hh q12 1 0
, (10.51)
iar sarcina termică specifică la condensator -subrăcitor:
kgkJ h h qSRc 7 6
. (10.52)
34
Fig. 10.13. Schema (a) și ciclul (b) instalației frigorifice cu compresie mecanică de vapori în trei
trepte:
K1 – compresor de joasă presiune; K2 – compresorul de medie presiune;
K3 – compresor de înaltă presiune; C -SR – ansamblul condensator – subrăcitor; VL – ventil de
laminare; V – vaporizator; BI – butelie de răcire intermediară.
Lucrul mecanic specific de compresie raportat la 1 kg de agent care circulă
prin treapta de joasă presiune (I) se determină cu relația:
kgkJ h h h h h hl l lml m l m lm
mPl
c c cc c c c
c
5 6 3,2 2,1 3 4 2,1 1 23, 3,2 2,1 2, 2,1 1,13, 3 2, 2 1, 1
1
. (10.53)
Eficiența frigorifică a ciclului va fi în aceste c ondiții:
5 6 3,2 2,1 3 4 2,1 1 212 1 0 0
h h h h h hhh
lq
PQ
c cf
. (10.54)
qc+qSR
V
1 2 5
lc,1 6
3 4 lc,2
BI1 8
3m
1m
VL1
2m C-SR
7
q0 lc,3
VL2 VL3
BI2
9
10
11
12 K1 K2 K3
a 2
1' 12 3
1 10 p’i pc
p”i lg p
h q0
pv 11 8 9 7' 7 6' 6
5 4
lc,1 qc+qSR
lc,2 lc,3 Cr
b
35 10.1.2.4. Instalația frigorifică în cascadă
Instalația frigorifică în cascadă se utilizează pentru realizarea unor
temperaturi foarte coborâte, caz în care, datorită coeficienților mari de compresie
necesari, instalațiile cu compresie în mai multe trepte devin imposibil de realizat
economic. Ea constă în cuplarea mai multor instalații care funcționează cu agenți
frigorifici diferiți .
În fig. 10.14 este prezentată schema și ciclul unei instalații frigorifice în
cascadă în două trepte. Se observă că vaporizatorul treptei superioare este, în
același timp, condensatorul treptei inferioare (schimbătorul de căldură V s-Ci).
Fig. 10.14. Schema (a) și ciclul (b) instalației frigorifice în cascadă cu d ouă trepte:
Ki – compresorul din treapta inferioară; K s – compresorul din treapta superioară;
C – condensator; VL s – ventilul de laminare din treapta superioară;
VL i – ventilul de laminare din treapta inferioară; V – vaporizator;
Vs-Ci – vaporizator -condensator.
Pentru reducerea dimensiunilor compresorului de joasă presiune se
recurge la utilizarea unor agenți frigorifici cu presiuni la saturație mai ridicate la
temperaturi de vaporizare joase, cum ar fi: R 13, R 14, R 23, R 503, etanul (C 2H6),
etilena (C2H4), difloretilena (C 2H2F2) și alții. În această situație presiunea de
condensare, la temperatura apei de răcire, sunt foarte ridicate și, pe de altă parte,
condensarea devine imposibil de realizat datorită temperaturilor critice coborâte ale
acestor f luide. Treapta superioară lucrează cu agenți frigorifici obișnuiți: amoniac
(NH 3), R 12, R22, R141 și alții.
Sarcina termică a schimbătorului vaporizator -condensator este:
kW qm qm Qs s ic i CVi s ,0 ,
, (10.55) C qc
V lc,i lc,s
im
VL i
sm
Vs-Ci
q0 VL s
1i 2i 3i
4i 4s 3s
1s 2s
Ki Ks
a 1s 2s
3s Tc
Tv T
s 2’s Cr
4s
1i 2i
2’i
3i
4i
q0
b
36
sau, sub forma sarcinilor termice specifice, co respunzătoare celor două procese de
condensare și respectiv vaporizare:
kgkJh h q h h qs s s i i ic 4 1 ,0 3 2 , ;
, (10.56)
unde: qc,i este sarcina termică specifică la condensare în cascada inferioară, în
kJ/kg;
q0,s – producția frigorifică specifică în cascada superio ară, în kJ/kg.
Din ecuația de bilanț termic pe schimbătorul de căldură vaporizator –
condensator (10.55) rezultă raportul debitelor ce parcurg cele două cascade:
s si i
sic
is
h hh h
qq
mm
4 13 2
,0,
. (10.57)
Pentru efectuarea transferului de căldură în schimbătorul v aporizator –
condensator este necesară o diferență de temperatură între cei doi agenți de
510șC. Această diferență imprimă procesului de transfer de căldură un caracter
ireversibil, ceea ce face ca instalația frigorifică în cascadă sa aibă o pierdere
suplim entară de exergie.
Puterea frigorifică specifică (în cascada inferioară) și sarcina termică
specifică la condensare (în cascada superioară) se determină cu relațiile:
kgkJh h qi i 4 1 0
, (10.58)
kgkJh h qs s c 3 2
. (10.59)
Lucrul mecanic spe cific de comprimare (raportat la debitul de agent
frigorific din cascada inferioară) este:
s s i isc ic
isc s ic i
ic
c
h h h hl lml m lm
mPl
1 2 1 2, ,, ,
, (10.60)
unde: Pc este puterea totală de compresie, în kW;
im – debitul masic de agent frigorific din cascada inferioa ră, în kg/s;
sm
– debitul masic de agent frigorific din cascada superioară, în kg/s;
lc,i – lucrul mecanic de compresie din cascada inferioară, în kJ/kg;
lc,s – lucrul mecanic de compresie din cascada superioară, în kJ/kg;
37
Eficiența frigorifică a instalației va fi:
s s i ii i
cfh h h hh h
lq
1 2 1 24 1 0
. (10.61)
10.1.2.5. Calculul termic al instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de
vapori
Calculul termic al instalației frigorifice cu compresie mecanică de vapori
într-o singură treaptă p resupune determinarea următoarelor mărimi [10.3]:
– debitul volumetric de vapori
V , în m3/s și cilindreea C, în cm3,
necesare pentru alegerea compresorului;
– puterea termică a condensatorului Qc, în kW, necesară pentru
dimensionarea aces tuia;
– puterea efectivă Pe, consumată de compresor, în kW;
– debitul apei de răcire
am ,în kg/s.
Datele necesare pentru efectuarea calcului termic sunt:
– puterea frigorifică Q0, în kW;
– temperatura purtătorului de frig la ieșirea din vapori zator Tf”, în șC;
– temperatura agentului de răcire la intrarea în condensator Ta’, în șC;
– gradul de subrăcire, SR sau temperatură de subrăcire TSR, în șC
(
SR c SR T T T );
– gradul de supraîncălzire, TSI, sau temperatura de aspirație în
compresor (de supraîncălzire) TSI, în șC (
SI v SI T T T , dacă în
vaporizator sunt aspirați vapori supraîncălziți);
Cu ajutorul datelor de intrare, al diagramelor și tabelelor de vapori, se
stabilesc parametrii de stare ai agentului frigorific în punctele c aracteristice ale
ciclului frigorific. În fig. 10.15, este prezentată diagrama lg p – h pentru freon 22,
necesară calculului instalațiilor care utilizează acest agent frigorific.
Determinarea temperaturilor de vaporizare Tv și respectiv condensare Tc se
face în funcție de diferențele minime de temperatură din vaporizator v,
condensator c și respectiv de variația temperaturii agentului de răcire în
condensator a (fig. 10.10). Alegerea diferențelor minime de temperatură din
vaporizator și condensator se face pe baza unor calcule de optimizare. Astfel, dacă
considerăm de exemplu variabilă diferența minimă de temperatură din vaporizator
și presiunea de condensare constantă, prin creșterea acesteia se reduce suprafața de
schimb de căldură a vaporizatorului, deci investiția în aparat scade. În schimb,
crește puterea de pompare și raportul de compresie. Creșterea raportului de
compresie conduce la creșterea puterii consumate de compresor și aceasta, corelată
cu creșterea puterii de pompare conduce la creșterea cheltuielilor anuale de
exploatare. În consecință se obține o reducere a investiției și o creștere a
cheltuielilor anuale de exploatare, ceea ce impune un calcul de optimizare pentru
stabilirea diferenței optime minime de temperatură din aparat.
38 Variația temperaturii agentului de răcire în condensator a se poate stabili
tot în baza unui calcul de optimizare. Astfel, o valoare mai mare a acestei diferențe
de temperatură conduce la micșorarea debitului de agent de răcire, în condițiile
menținerii constante a sarcinii termice. Reducerea debitului de agent de răcire
implică reducerea puterii de pompare, deci scad cheltuielile anuale de exploatare.
Pe de altă parte, reducerea debitului conduce la micșorarea coeficienților de
transfer de căldură, ceea ce conduc e la creșterea suprafeței de schimb de căldură și
a investiției în aparat.
Există și aplicații în care agentul de răcire este apa provenită de la un turn
de răcire, caz în care variația temperaturii este impusă de această instalație.
Debitul masic de age nt frigorific se calculează cu relația:
skg
qQm
00
. (10.62)
Debitul volumetric de agent frigorific în aspirația compresorului se
determină cu formula:
smvm Va a3
, (10.63)
unde: va este volumul specific al vaporilor aspirați în compresor, în m3/kg.
Fig. 10.15. Diagrama lg p – i pentru freon 22.
39
Datorită existenței unor factori funcționali (existența spațiului mort sau
vătămător, a pierderilor de presiune a vaporilor la trecerea prin supapele de
aspirație și refulare ale co mpresorului, a ireversibilității procesului de comprimare,
a pierderilor de căldură în mediul ambiant și a neetanșeităților), se definește
factorul (coeficientul) de debit al compresorului
(sau randamentul volumetric
global
v ) ca raportul dintre debitul volumetric în aspirația compresorului
aV și
debitul volumetric transvazat (baleiat) de compresor
V [10.13]:
VVa
v
. (10.64)
Debitul baleiat și cilind reea se pot calcula cu relațiile:
sm nCV3
31060
(10.65)
și
3 32
104cm NsdC
, (10.66)
unde: C este cilindreea compresorului cu piston (volumul descris în unitatea de
timp de piston la cursa de aspirație), în cm3;
n – viteza de rota ție a compresorului, în rot/min;
d – diametrul cilindrului compresorului, în mm;
s – cursa pistonului, în mm;
N – numărul de cilindri ai compresorului.
În figura fig. 10.16 este reprezentată schema de principiu a unui cilindru
compresor și a diagramei p-v de funcționare a acestuia, cu precizarea diferiților
parametri ce intervin în modelarea procesului funcțional de la nivelul
compresorului frigorific cu piston. Parametrii geometrici sunt reprezentați
considerând volumul geometric al unui cilindru egal cu o unitate ( Vs = 1):
3 32
104cm sd
NCVs
. (10.67)
40
Fig. 10.16. Schema de principiu a unui cilindru compresor și a diagramei funcționale
p-V:
pv – pierderea de presiune la trecerea prin supapa de aspirație; pc – pierderea de presiune la
trecerea pr in supapa de refulare; V0 – volumul spațiului mort; Vd – volumul în procesul de destindere;
Vs – volumul cursei pistonului; l0 – lungimea spațiului mort; ld – cursa în procesul de destindere; s –
cursa pistonului; d – diametrul cilindrului; A – secțiunea c ilindrului compresor;
– factorul de debit
al compresorului;
i – factorul de debit indicat al compresorului.
Factorul de debit al compresorului
se poate exprima și ca produs al
coeficien ților parțiali de debit [ 10.12 ]:
e T i e T l 0
, (10.68)
unde:
0 este coeficientul parțial de debit care ține seama de existența spațiului
mort (vătămător);
l
– coeficientul parțial de debit care țin e seama de laminarea vaporilor la
trecerea prin supapa de aspirație;
i
– coeficientul indicat,
l i0 ;
T
– coeficientul parțial de debit care ia în considerare preîncălzirea
vaporilor în procesul de aspirație; acest coeficient poate fi determinat
orientativ cu relația empirică [ 10.12 ]:
41
cv
TTT
. (10.69)
e
– coeficientul parțial de debit care caracterizează etanșeitatea
cilindrului. Coeficientul de etanșare
e are în general valori de
0,950,98.
În figura 10.17 se prezintă o diagramă de variație a coeficientului de
încălzire în funcție de raportul de compresie pc/pv pentru compresoarele cu amoniac
[10.3].
Fig. 10.17. Variația co eficientului de încălzire
T în funcție de raportul de compresie.
Coeficientul indicat, denumit și randamentul volumetric indicat al
compresorului, se poate determina cu relația [10.3]:
1 11
m
vc
vc
ippcppf
, (10.70)
unde: c este coeficientul spațiului mort:
CVc0
; (10.71)
m – exponentul politropic ( m = 0,91,1);
V0 – volumul spațiului mort, în cm3.
Valorile coeficientului spațiului mort c pot fi considerate aproximativ,
după cum urmează [ 10.11 ]:
– pentru compresoare orizontale mari: c = 0,015 0,025;
– pentru compresoare orizontale mici: c = 0,005 0,08;
– pentru compresoare verticale mari: c = 0,01 0,02; pc/pv 10 20 30 40 50 0,2 0,4 0,6 0,8 T
42 – pentru compresoare verticale mici: c = 0,03 0,05.
În general, se recomandă ca factorul de debit să nu scad ă sub 0,6.
În funcție de cilindreea calculată, se poate alege compresorul necesar
instalației frigorifice din gama oferită de firmele constructoare.
Sarcina (puterea) termică a condensatorului instalației frigorifice cu
compresie se determină cu relația:
kW qm Qc c
. (10.72)
Analog, sarcina termică a subrăcitorului este:
kW qm QSR SR
. (10.73)
Puterea efectivă a compresorului, necesară pentru alegerea motorului
electric de antrenare, se calculează cu formula:
kWlm lmP
mc
m isc
e ,
, (10.74)
unde: lc,s este lucrul mecanic teoretic (izentropic) de compresie, în kJ/kg;
lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;
i – randamentul indicat al compresorului;
m – randamentul mecanic al compresorului.
Debitul apei de răcire la condensator și subrăcitor se determină cu relațiile:
skg
T cQm
ca pac
ca
,,
, (10.75)
skg
T cQm
SRa paSR
SRa
,,
, (10.76)
unde: cpa este căldura specifică a apei la temperatura medie, în kJ/(kg.K);
Ta,c, Ta,SR – variația temperaturii apei de răcire în condensator, respectiv
subrăcitor, în K.
Pentru determinarea factorului de debit și a randamentului indicat al
compresorului se poate utiliza și o nomogramă de tipul celei prezentate în figura
10.18.
43
Fig. 10.18. Nomograma lui Linge ce permite determina rea factorului de debit
și a
randamentului indicat
i al unui compresor [ 10.8]:
f – factor de corecție ce se aplică atunci când temperatura de vaporizare este mai mică ca –25șC;
fT i 1
.
De asem enea, în figura 10.19 se prezintă variația factorului de debit și a
randamentului indicat pentru compresoare cu freon 22, în funcție de raportul de
comprimare și variația randamentului mecanic al compresorului în funcție de
debitul volumetric orar de vapor i [10.3].
44
a
b
Fig. 10.19. Variația factorului de debit și a randamentului indicat (a), în funcție de
raportul de compresie la compresoarele pentru freon 22 și a randamentului mecanic a
compresoarelor cu piston (b), în funcție de debitul volumetric ora r de vapori.
Utilizarea eficienței frigorifice în determinarea gradului de perfecțiune
termodinamică a ciclului nu este posibilă pentru că, prin definiție, ea raportează
călduri cu potențiale diferite. Pentru evitarea acestui neajuns, este necesară, pentr u
calcule mai exacte, analiza exergetică a ciclului instalației frigorifice, prin definirea
unui randament exergetic al instalației
ex:
cq
exle
0
, (10.77)
unde: eq0 este exergia fluxului termic absorbit de la mediul r ăcit, care mai poartă
denumirea și de producția frigorifică specifică redusă [10.2, 10.9].
Exergia fluxului termic absorbit de la mediul răcit se poate calcula cu
relația:
kgkJq eem q0
00
, (10.78)
unde:
0
em este factorul exe rgetic mediu de temperatură al procesului de
vaporizare:
vemTT0 01
, (10.79)
unde: T0 este temperatura absolută a mediului ambiant, în K.
Rezultă că eficiența frigorifică a instalației este o funcție de două variabile
independente, una ca racterizând perfecțiunea termodinamică a instalației, iar
cealaltă depinzând numai de condițiile de temperatură. Deoarece
1ex , iar
0
em
variază între 0 și -∞, eficiența frigorifică poate fi mai mare sau mai mică decât
45 unitatea și nu poate caracteriza perfecțiunea termodinamică a instalației. Aceasta se
poate face numai prin intermediul randamentului exergetic.
Bilanțul exergetic al instalației frigorifice cu compresie mecanică de vapori
într-o singură treaptă (fig. 10 .9) poate fi scrisă sub forma [10.10]:
v VL SR c c k em ine e " '
0
, (10.80)
unde: ein este exergia specifică introdusă în instalație sub formă de energie
electrică primită de la electromotorul compresorului:
kgkJ
mPeme
in,
, (10.81)
unde: Pe,m este puterea electrică a motorului de antrenare a
compresorului, în kW;
m – debitul masic de agent drigorific, în kg/s;
e0 – exergia transmisă de 1 kg de agent frigorific agentului purtător de frig
(intermediar), în kJ/kg:
kgkJ
TTq q e e
ff
em v q0
0 0 0 1
0
, (10.82)
unde:
v sunt pierderile de exergie datorate transferului de căldură la
diferență finită de temperatură Tv în vaporizatorul instalației;
f
em
– factorul exergetic mediu de temperatură al age ntului
purtător de frig;
Tf – temperatura medie a purtătorului de frig în vaporizator, în K;
em
– pierderile de exergie de natură electromecanică în grupul compresor
– electromotor:
kgkJein m e em 1
, (10.83)
unde: e este r andamentul electric al motorului de antrenare;
m – randamentul mecanic al compresorului;
k
– pierderile interne de exergie în compresor:
46
kgkJe e em e in k 2 1, (10.84)
'
c
– pierderile de exergie cu agentul de răcire al condensatorului:
kgkJ
TTq q
aca
em c c0 '1
, (10.85)
unde:
a
em – factorul exergetic mediu de temperatură al agentului de
răcire al condensatorului;
Ta – temperatura medie a agentului de răcire din condensator, în K;
"
c
– pierderile de exergie datorită transferului de căldură la diferență finită
de temperatură Tc în condensator:
kgkJe ec c'
3 2"
; (10.86)
SR
– pierderea de exergie în subrăcitor:
kgkJeeSR '3 3
; (10.87)
VL
– pierderea de exergie în ventilul de laminare:
kgkJe eVL 4 '3
. (10.88)
Într-un proces elementar variația exergiei este dată de relația:
dsT dh de 0
, (10.89)
în care d h și ds sunt variațiile de e ntalpie, respectiv de entropie în procesul
considerat.
Cele mai importante pierderi de exergie au loc în condensator, în special
datorită schimbului de căldură la diferință finită de temperatură. Pierderile în
compresor ocupă locul al doilea ca mărime, ur mând pierderile în vaporizator,
datorate diferenței de temperatură între agentul frigorific și agentul intermediar.
Pierderile exergetice în ventilul de laminare sunt reduse, ele influențând în mică
măsură economicitatea instalației, iar cele în subrăcitor au o valoare atât de mică
încât pot fi neglijate [10.3].
47 10.1.3. INSTALAȚII FRIGORIFI CE CU ABSORBȚIE
Funcționarea instalației frigorifice cu absorbție se bazează tot pe ciclul
Carnot inversat, compresia agentului frigorific realizându -se pe cale termochi mică,
prin utilizarea unui amestec binar, consumându -se energie termică.
Amestecurile binare, utilizate ca agent de lucru în instalațiile frigorifice cu
absorbție, sunt constituite din două componente: agentul frigorific și absorbantul.
Absorbantul trebui e să dizolve puternic agentul frigorific fără să intre cu el în
reacție și să aibă temperatura de vaporizare, la presiune constantă, mult mai mare
ca a acestuia. Procesul de absorbție este însoțit, de obicei, de o degajare de căldură,
care trebuie îndepărt ată din aparat pentru a nu frâna procesul, absorbția fiind mai
intensă la temperatură coborâtă.
În instalațiile frigorifice cu absorbție, cea mai mare răspândire o are
amestecul apă -amoniac, apa fiind un puternic absorbant pentru amoniac (într -un
volum de apă, la 0șC, se poate dizolva 1148 volume amoniac). Cantitatea de
căldură degajată la absorbție este de 800 kJ/kg amoniac lichid și de 1260 kJ/kg
vapori amoniac. În tehnica condiționării se mai utilizează și amestecul apă -bromură
de litiu, apa jucând de a ceastă dată rolul agentului frigorific iar bromura de litiu
fiind solventul (absorbantul).
Instalațiile frigorifice cu absorbție pot fi cu funcționare continuă și cu
funcționare periodică
Schema de principiu a unei instalații frigorifice cu absorbție cu
funcționare continuă este prezentată în figura 10.20.
În vaporizatorul V agentul frigorific cu debitul
m vaporizează la presiunea
pv, absorbind căldura Q0, la nivel termic coborât, din incinta răcită sau de la agentul
intermediar (pur tător de frig). Vaporii de amoniac formați pătrund în absorbitorul
A, unde la presiunea pv se dizolvă în soluția săracă de amoniac în apă. cantitatea de
căldură Qa degajată în absorbitor este evacuată de apa de răcire. Soluția concentrată
formată este prel uată de pompa P și trimisă la presiunea pc în generatorul de vapori
G. Aici, pe baza căldurii Qg primite din afară (abur de joasă presiune) are loc
încălzirea și fierberea soluției bogate (cu debitul masic
bm și concentrația b),
realizându -se desorbția agentului frigorific sub formă de vapori și diluarea soluției.
În urma procesului din generator rezultă
m kg/s vapori de concentrație ridicată
(teoretic ”=1) și
m mb kg/s de soluție săracă cu con centrația s. Vaporii formați
se condensează în continuare în condensatorul C, unde cedează căldura Qc.
Condensatul format, după laminare, este reintrodus în vaporizatorul instalației.
Soluția diluată se reîntoarce din generator în absorbitor prin ventilul de laminare
VL 1, în care presiunea sa este redusă de la pc la pv. În felul acesta, în instalația
frigorifică cu absorbție, pe lângă circulația agentului frigorific, are loc și o
circulație a soluției binare între absorbitor și generator.
Pentru mărirea e conomicității și siguranței în funcționare, în schema de
principiu a instalației frigorifice cu absorbție prezentată în fig. 10.20, se mai
intercalează un schimbător de căldură (economizor), un rectificator și un
deflegmator.
48
Fig. 10 -20. Schema de principiu a unei instalații frigorifice cu absorbție cu funcționare
continuă:
C – condensator; G – generator de vapori; VL – ventil de l aminare; A – absorbitor; P – pompă;
V – vaporizator.
Schimbătorul de căldură (economizorul) se amplasează între absorbitor și
generator, realizând reîncălzirea soluției concentrate care intră în generator cu
soluție diluată trimisă de la absorbitor. În f elul acesta, se micșorează consumul de
căldură în generator și debitul de apă de răcire necesar absorbitorului.
Rectificatorul de instalează după generator pentru separarea vaporilor de
absorbant de vapori de agent frigorific, în scopul evitării pătrunder ii vaporilor de
apă în condensator și apoi prin ventilul de laminare VL 2 în vaporizator, unde
aceștia s -ar solidifica. În coloană, rectificarea se face prin contactul vaporilor
formați în generator cu soluția concentrată care pătrunde în acesta. De cele m ai
multe ori, aceasta este înglobată în generator.
În deflegmator, prin răcirea cu apă din returul absorbitorului sau cu soluție
bogată rece, se realizează condensarea vaporilor de apă din vaporii de amoniac,
astfel încât, după rectificator și deflegmator, se poate practic considera că există
numai vapori de amoniac ( 1).
Schema completă a instalației frigorifice cu absorbție este prezentată în fig.
10.21. Pp Q0 C
V VL 2 3
v v v ^ ^
^ ^ ^ VL 1 G
A
P Qa Qg
4
5 2
1
6
7
7’
8
9
1’ Qc
m
bm
m mb
m
b
s ”
”
49 Fig. 10.21. Schema completă a instalației frigorifice cu absorbție:
G – generator; D – deflegmator ; C – condensator; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; A
– absorbitor; E – economizor; P – pompă.
Pentru calculul instalației frigorifice cu absorbție se utilizează, de obicei,
diagrama h – , unde , este concentrația în agent frigorific a amestecu lui binar. În
fig. 10.22, este reprezentată diagrama h – pentru amestecul binar apă – amoniac,
exemplificându -se modul de construcție al izotermelor în domeniul vaporilor
umezi.
Pentru reprezentarea proceselor care au loc în instalația frigorifică cu
absorbție, este necesară cunoașterea presiunilor în condensator, vaporizator,
generator și absorbitor, precum și nivelul temperaturilor în aceste aparate. Pentru
simplificarea calculului, uzual, se consideră presiunea din generatorul de vapori
egală cu cea di n condensator ( pg = pc), iar presiunea din vaporizatorul V egală cu
cea din absorbitor ( pv = p a). Aceste presiuni se determină în funcție de
temperaturile respective, care la rândul lor sunt dictate de nivelul termic al
agentului încălzitor al generatorulu i și al apei de răcire a condensatorului și
absorbitorului.
50
Fig. 10.22. Diagrama h – pentru amestecul binar apă – amoniac [10.3].
Astfel:
C T T T Tar c a 1
; (10.90)
C T T Tai g 2
, (10.91)
unde: Ta,Tc,Tg sunt temperaturile în abso rbitor, condensator și generator, în șC;
Tar, T ai – temperaturile apei de răcire și respectiv a agentului de
încălzire, în șC;
T1, T2 – diferențele de temperatură necesare pentru realizarea
transferului de căldură. Aceste diferențe de temperatură se opti mizează,
51 ținând seama că prin mărirea lor crește diferența medie logaritmică de
temperatură în aparat, scăzând suprafața acestuia și costul său, în schimb
crește raportul de compresie și consumul de energie al instalației. Uzual,
aceste diferențe de temper atură au valori de 5 8șC.
Reprezentarea ciclului instalației frigorifice cu absorbție în diagrama h –
pentru amestecul binar, este prezentată în fig. 10.23.
Fig. 10.23. Ciclul instalație frigorifice cu absorbție în diagrama h – .
În diagramă se construiesc, în primul rând izobarele pg = pc și pa = p v, apoi
izotermele Ta, T v (impusă de cerințele consumatorului de frig), Tc și Tg. Se
determină astfel punctele care caracterizează starea agentului frigorific în
vaporizator (punctul 5), temperatura agentului frigorific la ieșirea din condensator
(punctul 3), starea soluției la ieșirea din absorbitor (punctul 9) și din generator
(punctul 6).
Vaporii de agent frigorific cu starea 2 (în echilibru cu lichidul (soluția) cu
starea 1) intră în condensatorul C unde condensează la presiune și concentrație
constantă, ajungând la starea corespunzătoare punctului 3. Procesul de laminare
realizează micșorarea, la entalpie constantă, a presiunii agentului frigorific de la pc
la pv. Deoarece în curs ul acestui proces nici concentrația nu se modifică, punctul 4
se confundă cu punctul 3, el caracterizând însă un amestec vapori – lichid (punctul
4’) cu presiunea pv. Lichidul cu starea 4’ intră în vaporizator, unde se preîncălzește
până la starea de satur ație (punctul 5’), după care vaporizează. Deoarece
vaporizarea are loc la temperatură și concentrație constantă, punctul 5, care
caracterizează starea soluției după vaporizare, este determinat de intersecția 6=7
1
7’
9 1’
3=4 5 2 pc
pv
pc
pv h
vapori
lichid
s b ” 1 Tv
tc
4’ 5’ 8
Tg
Ta
Tv
52 izotermei tv în domeniul vaporilor umezi cu drea pta ”=const. Vaporii formați în
vaporizator (punctul 5), împreună cu soluția diluată din generator după răcire și
laminare (punctul 7), pătrund în absorbitor. Procesul de absorbție presupune două
faze: amestecul (7’ – 8 – 5) și răcirea 8 – 9, până la temp eratura de ieșire din
absorbitor ta. Soluția îmbogățită cu starea 9 este preluată de pompa P și introdusă
sub presiune cu starea 1’ în generator unde are loc încălzirea 1’ – 1, închizându -se
astfel circuitul.
Calculul termic al instalației frigorifice cu a bsorbție are drept scop
stabilirea mărimilor necunoscute: debite masice, concentrații, entalpii, etc. Acesta
se bazează pe ecuațiile de bilanț termic pentru fiecare aparat, cunoscând sarcina
frigorifică a instalației Q0:
– pentru vaporizator:
kW h hm qm Q4 5 0 0
, (10.92)
de unde rezultă debitul masic de agent frigorific:
skgh hQ
qQm /
4 50
00
. (10.93)
– pentru generatorul de vapori:
Ecuația de bilanț masic are expresia:
s s b b s b b b m m m m m m " "
, (10.94)
de unde rezultă factorul de circulație (mult iplul de circulație):
1"
s bs b
mm
. (10.95)
În consecința sarcina termică a generatorului se determină cu relația:
kW h h m h hmhm hm m hm Q
bb b g
1 6 6 21 6 2
''
(10.96)
sau sub forma sarcinii termice specifice:
kgkJh h h hmQ
qg
g 1 6 6 2 '
. (10.97)
– pentru absorbit or:
53
kW h h m h hmhm hm m hm Q
bb b a
9 7 7 59 7 5
(10.98)
sau sub forma sarcinii termice specifice:
kgkJh h h hmQqa
a 9 7 7 5
. (10.99)
– pentru condensator:
kW h hm qm Qc c 3 2
. (10.100)
Ecuația de bilanț de energie electrică pe pompă este:
kW hh m Pb p 9 1'
(10.101)
sau:
kWp pmpm Pv c
b b p
, (10.102)
unde este densitatea soluției, în kg/m3.
Din combinarea expresiilor (10.88) și (10.89) se poate determina entalpia
soluției concentrate la intrarea în generator:
kgkJ
mP
h h
bp
9 1'
. (10.103)
Rezul tă în continuare și lucrul mecanic specific al pompei:
kgkJhhmP
lp
p 9 1'
. (10.104)
Ecuația de bilanț pe întreaga instalație este:
kgkJq ql q qc a p g 0
. (10.105)
Prin urmare, eficiența frigorifică a instalației va fi:
54
p g p gfl qq
P QQ
0 0. (10.106)
Reprezentarea proceselor în diagrama h – și întocmirea bilanțurilor
termice s -a făcut pentru instalația ideală. Principalele deosebiri, în cazul instalației
reale, constau în:
– existența pierderilor de căldură în mediul ambiant (generator, ec onomizor);
– existența pierderilor de presiune între generator – condensator și
vaporizator – absorbitor;
– existența pierderilor datorită subrăcirii soluției în absorbitor.
La calculul instalației, aceste pierderi se iau în considerație, uzual, prin
introduce rea unui coeficient global de pierderi, a cărui valoare este 0,8 0,9 [10.3].
Instalația frigorifică cu absorbție și funcționare periodică. La instalația
frigorifică cu absorbție și funcționare periodică (fig. 10.24), același aparat 1
îndeplinește pe rând rolul absorbitorului și generatorului. În prima perioadă
(perioada de încărcare), aparatul 1 se încălzește și îndeplinește rolul de generator.
Vaporii obținuți, prin ventilul de laminare 2 sunt dirijați în condensatorul 3.
Condensatul obținut se acumulează în vaporizatorul 4, ventilul 5 fiind închis. În a
doua perioadă (perioada de descărcare), aparatul 1 se răcește și îndeplinește rolul
de absorbitor. Soluția săracă răcită absoarbe vaporii de agent termic din
vaporizatorul 4, presiunea în sistem coborând ș i vaporizarea intensificându -se, la
presiune și temperatură redusă. În această perioadă ventilul 2 este închis, iar
ventilul 5 deschis. Modificarea perioadei de funcționare se poate face manual sau
automat.
Fig. 10.24. Schema instalației frigorifice cu f uncționare periodică:
1 – generator -absorbitor; 2, 5 – ventil; 3 – condensator; 4 – vaporizator.
Avantajul instalației îl constituie simplitatea ei, siguranța în funcționare și
prețul coborât. Pentru asigurarea unei alimentări continue cu frig, se pot cup la două
astfel de instalații.
55 Eficiența frigorifică a instalației este coborâtă, datorită pe de o parte,
absenței schimbului de căldură între soluția bogată și săracă, iar pe de altă parte
necesității încălzirii în fiecare ciclu a masei de material din ap aratul 1.
Instalația frigorifică cu absorbția apei de bromură de litiu utilizează
apa ca agent frigorific și o soluție de bromură de litiu ca absorbant. Principiul lor
de funcționare nu se deosebește de cel al instalațiilor care utilizează absorbția
amoni acului în apă. Datorită folosirii apei ca agent frigorific, cu toate că procesele
au loc sub un vid destul de înaintat, în aceste instalații, răcirea apei nu se face sub
57șC, ele fiind utilizate, în special, pentru instalațiile de condiționare.
În fig. 10.25 și 10. 26 sunt prezentate două din cele mai răspândite scheme
de instalații frigorifice cu absorbția apei în soluție de bromură de litiu.
Fig. 10.25. Schema instalației frigorifice cu
absorbția apei în soluție de Br -Li, tip
Carrier:
1 – generato r; 2 – condensator; 3 – vaporizator;
4 – absorbitor; 5 – economizor; 6, 7 – ventil de
laminare; 8 – pompă de circulație; 9 – pompă de
recirculare.
Fig. 10.26. Schema instalației frigorifice cu
absorbția apei în soluție de Br -Li, tip Trane:
1 – generator ; 2 – condensator; 3 – vaporizator; 4 –
absorbitor; 5 – economizor; 6 – pompă de circulație; 7
– pompă de recirculare.
Soluția săracă din absorbitor, prin economizor este trimisă în generator,
unde este încălzită cu abur sau apă fierbinte, rezultând vap ori de apă. Deoarece
vaporii rezultați sunt puri, nu mai sunt necesare rectificatorul și deflegmatorul,
vaporii fiind transmiși direct în condensator. Condensatul, după o laminare,
pătrunde în vaporizator, unde vaporizează, absorbind căldura de la apa răci tă.
Vaporii formați se absorb în soluția de bromură de litiu, închizându -se circuitul.
Pentru intensificarea proceselor de absorbție și vaporizare, precum și pentru a se
evita modificarea condițiilor de funcționare datorită formării unei coloane de
lichid, soluția în absorbitor și vaporizator este recirculată cu pompe speciale.
Multiplul de circulație al instalațiilor se determină din ecuația de bilanț
material a generatorului:
56
v b s 1
, (10.107)
unde: s, b, v sunt concentrațiile sol uției sărace care intră în generator, a soluției
bogate care se întoarce în absorbitor și a vaporilor produși.
Deoarece în generator se produc vapori de apă puri v = 0, rezultă:
s bb
. (10.108)
Instalația frigorifică cu absorbție și difuzie se deosebește de celelalte
mașini cu absorbție prin aceea că sunt complet lipsite de piese în mișcare și de
ventile de laminare, presiunea totală fiind aceeași în tot circuitul. Circulația
agentului frigorific se realizează prin echilibrarea presiu nii din circuit, prin difuzia
vaporilor agentului frigorific într -un gaz inert. Amestecul utilizat în aceste instalații
este format din apă și hidrogen ca gaz inert.
Schema unei astfel de instalații este prezentată în figura 10.27 [10.3].
Fig. 10.27. Sc hema instalației frigorifice cu absorbție și difuziune:
1 – încălzitor. 2 – termosifon; 3 – generator; 4 – rectificator; 5 – condensator; 6 – rezervor de hidrogen;
7 – vaporizator; 8 – dulap frigorific; 9, 12 – economizor; 10 – absorbitor; 11 – separator.
În generatorul 3, din soluția de amoniac și apă, se degajă, prin încălzire,
vaporii de amoniac, care după ce trec prin rectificatorul 4, pătrund în condensatorul
5. Condensatorul și rectificatorul sunt răcite cu aer. Presiunea în sistem este egală
cu presi unea din condensator și este dictată de temperatura mediului înconjurător.
Condensatul rezultat intră în vaporizatorul 7, care este umplut cu hidrogen. Aici are
loc o evaporare a amoniacului, ca urmare a diferenței dintre concentrația vaporilor
la suprafaț a stratului superficial al amoniacului lichid și concentrația de amoniac a
57 gazului inert. Vaporii rezultați difuzează în hidrogen. Amestecul rezultat, fiind mai
greu decât hidrogenul pur, coboară în vaporizator. Presiunea parțială a amoniacului
în amestecu l hidrogen -amoniac crește pe măsură ce amestecul coboară în
vaporizator, mărindu -se și temperatura sa de vaporizare. Din vaporizator
amestecul, prin economizorul 9, intră în absorbitorul 10, unde vine în contact cu
soluția diluată care circulă dinspre gene rator, fără a ocupa întreaga secțiune a
conductei. Soluția se îmbogățește în amoniac, degajându -se căldura de absorbție,
care este evacuată în mediul ambiant. Hidrogenul, eliberat de vaporii de amoniac,
devine mai ușor și se reîntoarce prin economizorul 9 în vaporizator. Pentru a
asigura circulația soluției slabe, nivelul soluției în generator trebuie să fie superior
celui din absorbitor cu H. Soluția bogată din absorbitor, prin termosifonul 2, este
introdusă în generator, închizându -se circuitul.
În insta lația frigorifică cu absorbție și difuziune se realizează astfel trei
circuite: al agentului frigorific (amoniacului), al soluției și al hidrogenului.
Amoniacul circulă prin toate elementele instalației, soluția între generator și
absorbitor, iar hidrogenu l între absorbitor și vaporizator.
Domeniul de utilizare al acestor instalații este cel al puterilor frigorifice
mici (până la 60 W), respectiv al frigiderelor casnice. Avantajul lor îl constituie
absența pieselor în mișcare, costul coborât, funcționare si gură și fără zgomot. În
cazul în care încălzirea se face electric, economicitatea lor este însă inferioară celei
a frigiderelor cu comprimare mecanică de vapori, motiv pentru care utilizarea și
fabricarea lor a fost abandonată.
Instalații frigorifice cu ab sorbție poli -etajate . Orice instalație frigorifică
sau pompă de căldură cu absorbție este de fapt un cuadripol termic care are ca
intrări două fluxuri termice, Q0 cu temperatura scăzută Tv și Qg cu temperatura
ridicată Tg și ca ieșiri alte două fluxuri ter mice Qa și Qc având temperaturile Ta,
respectiv Tc (foarte apropiate), situate ca valori între Tv și Tg. Acest cuadripol este
reprezentat schematic în diagrama ln p – –1/T (Oldham – Clapeyron) din fig. 10.28.
În general, valorile cele mai importante ale pr esiunii, temperaturii și concentrației
pentru un amestec de fluide frigorifice sunt determinate plecând de la starea de
lichid saturat în diversele puncte caracteristice ale instalației. Acest lucru permite
încadrarea schemelor ciclurilor cu absorbție în d iagrame ln p – –1/T ce
caracterizează faza de lichid a amestecului respectiv.
Instalațiile frigorifice cu absorbție reprezintă o soluție posibilă pentru
înlocuirea tehnologiilor poluante existente actualmente în domeniul instalațiilor
frigorifice cu compre sie mecanică de vapori. Din nefericire, utilizarea lor este
limitată din cauza eficiențelor frigorifice coborâte și a ecartului de temperatură
dintre vaporizator și condensator care sunt reduse (comparabile cu cele realizate de
instalațiile cu compresie). Acest fapt explică interesul actual manifestat pe plan
mondial pentru mărirea acestor indici de funcționare prin utilizarea ciclurilor poli –
etajate. Ele sunt realizate prin suprapunerea a două, trei, sau mai multe cicluri
elementare (de același tip sau nu) și pot fi concepute atât pentru mărirea eficienței
frigorifice (ciclu multi -efect) cât și a ecartului de temperatură (ciclu multi -ecart ).
58
Fig. 10.28. Cuadripolul termic al instalației frigorifice cu absorbție
Gama de cicluri pol i-etajate este foarte largă și este destul de dificil de
găsit o teorie structurată care să permită deducerea tuturor variantelor posibile.
Există în acest sens o metodă bazată pe teoria grafurilor care prezintă un grad mare
de generalitate dar este însă d estul de abstractă [10.1].
Orice ciclu poli -etajat poate fi descompus într -o serie de cicluri mono –
etajate (elementare) care vor avea o parte din aparatele lor cuplate prin procese de
transfer de căldură. Aceste suprapuneri de cicluri frigorifice cu absorb ție, poartă de
numirea de cascade , ca și la instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de
vapori. Funcție de parametrii p, T și ce caracterizează funcționarea instalațiilor
frigorifice cu absorbție sunt definite trei familii de cascade, fiecare famil ie putând
funcționa între două valori constante ale uneia din aceste mărimi.
Pentru exemplificare în fig. 10.29 este prezentată varianta unui ciclu cu
dublu efect ce funcționează între două valori de concentrație, împreună cu
descompunerea în cicluri elem entare.
Calculul acestor cicluri poli -etajate se bazează pe calculul ciclurilor
elementare, urmat de aplicarea ulterioară a metodei superpoziției [10.6]. Pentru
fiecare ciclu elementar ipotezele simplificatoare sunt următoarele:
– sarcina termică a condensat orului este aproximativ egală cu sarcina
termică a vaporizatorului (
0q qc );
C G
V A VL 1 VL 2 P pc = p g
pa = p v
Tc Ta Tv Tg -1/T ln p
Qg Qc
Q0 Qa
59
Fig. 10.29. Schema (a) și descompunerea în cicluri elementare (b) a ciclului dublu -efect ce
funcționează între d ouă valori de concentrație. Vjp Vip
Ajp Aip Cip
Gip
Gjp Cjp
1ip
gq
ip
fip
cq
1ip
aq
ip
fjp
gq
ip
fipq0
jp
fip
fjpq0
ip
fjp
aq
jp
fip
fjp
cq
(b) V A pî
jp
gT
Ta Tv
ip
gT -1/T ln p
q0 qa Cip Gip
ip
gq
ip
cq
Gjp
jp
gq
pm
pj Cjp
jp
cq
ip
cT
(a)
60 – sarcina termică a absorbitorului este aproximativ egală cu sarcina
termică a generatorului de vapori (
g aq q );
– se neglijează lucrul mecanic specific al pompei lp.
Dacă se utilizează relația pentru eficiența fri gorifică (10.105) și se
consideră un flux termic unitar primit de generatorul de vapori, primele două
ipoteze menționate mai sus devin:
f cq q0 și
1g aq q . Notând cu
exponenți „ jp” și „ ip” parametrii caracteristici ciclurilo r elementare de joasă
respectiv înaltă presiune, valoarea eficienței frigorifice pentru ciclu cu dublu efect
din fig. 10.29:
jp
fip
fjp
fip
fip
fjp
fip
fip
f
ip
gjp ip
o
gfqq q
qq
110 0
(10.109)
În general, pentru o instalație frigorifică cu absorbție simplu -efect pentru
climatizare, funcț ionând cu amestecul NH 3-H2O sau H 2O-LiBr se poate estima
valoarea eficienței frigorifice a ciclului de joasă presiune
75,0jp
f [10.6]. În
aceste condiții, variația eficienței frigorifice
f poate fi reprezentă în funcție de
eficiența ciclului de înaltă presiune
ip
f (fig. 10.30).
Fig. 10.30. Variația eficienței frigorifice a ciclului dublu -efect în funcție de eficiența frigorifică a
ciclului de înaltă presiune.
Se constată că prin u tilizarea acestui ciclu dublu -efect se obțin creșteri ale
eficienței frigorifice de 70…80%, comparativ cu ciclul simplu -efect, funcție de
tipul amestecului utilizat în instalație. 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
ip
f 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 f
H2O-LiBr
NH 3 –H2O
61 10.1.4. INSTALAȚII FRIGORIFI CE CU COMPRESIE MECA NICĂ DE
GAZE (IFCMG)
Aces te instalații utilizează în calitate de agent frigorific aerul sau alte gaze
necondensabile (azot, hidrogen, heliu, etc.).Aerul, ca agent frigorific, a fost utilizat
cu mult înaintea apariției instalațiilor cu compresie de amoniac sau bioxid de
carbon [10. 3]. Utilizarea aerului are avantajul absenței toxicității și posibilității
obținerii sale direct din atmosferă, deci fără costuri suplimentare. Dezavantajele
principale ale instalațiilor frigorifice cu comprimarea gazelor sunt:
– valori coborâte ale eficienț ei frigorifice a ciclului;
– necesitatea unor debite mari de gaze, datorită căldurilor specifice coborâte;
– dimensiuni mari ale aparatelor schimbătoare de căldură, datorită
coeficienților de convecție coborâți ce caracterizează gazele;
– necesitatea utilizării gazelor perfect uscate, dacă nivelul de temperaturi
coboară sub 0șC, pentru a evita formarea unor cristale de gheată în
detentorul instalației.
Datorită acestor dezavantaje, instalațiile frigorifice cu compresie mecanică
de gaze sunt rar utilizate, fiind î ntâlnite în special în domeniul condiționării, cu
agent de lucru aerul, atunci când toxicitatea este un factor hotărâtor.
După tipul proceselor care se desfășoară în aceste instalații se disting:
– instalații cu procese în curgere continuă și în regim sta ționar (permanent),
bazate pe ciclul clasic Joule (Brayton) ce se desfășoară între două adiabate
și două izobare, utilizându -se pentru compresie și destindere turbomașini;
– instalații cu procese periodice în regim nestaționar bazate pe ciclul Stirling
compu s din două izoterme și două izocore. Acest ciclu necesită un
regenerator de căldură ce lucrează în regim nestaționar.
Utilizarea instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de gaze în regim
nestaționar este determinată printre altele de ameliorarea per formanțelor
instalațiilor bazate pe ciclul Joule, care în condițiile interacțiunii cu surse de
căldură la temperaturi constante determină pierderi exergetice de căldură cauzate
de ireversibilitățile externe (respectiv de diferențele finite de temperatură c are
caracterizează transferul de căldură între agentul de lucru și sursele de căldură).
Schema și ciclul teoretic în diagrama T-s al instalației frigorifice cu
compresie mecanică de gaze fără regenerare cu funcționare în regim staționar
sunt prezentate în figura 10.30.
Procesele caracteristice acestei instalații sunt următoarele:
(1-2) – compresie adiabată reversibilă în turbocompresor (TC) de la presiunea p1 la
presiunea p2, ceea ce determină o creștere de temperatură de la T1 la T2, superioară
temperatu rii mediului ambiant Ta. În cadrul acestui proces se consumă lucru
mecanic de compresie lc;
(2-3) – răcire izobară în răcitorul de gaz (RG) cu scăderea temperaturii de la T2 la
T3 = Ta (proces teoretic), cu apă de răcire;
(3-4) – destindere adiabată – izentropă de la presiunea p2 la presiunea p1, ce
determină scăderea de temperatură de la T3 = Ta la T4 < T0 (temperatura mediului
rece). În cadrul acestui proces se produce lucrul mecanic de detentă ld;
(4-1) – încălzirea izobară a agentului de lucru în camer a frigorifică (CF) cu
preluarea cantității de căldură q0.
62
(a)
(b)
Fig. 10.30. Schema de principiu și ciclul teoretic al instalației frigorifice cu compresie mecanică
de gaze fără regenerare cu funcționare în regim staționar:
a – schema instalației; b – ciclul teoretic în diagrama T-s;
CM – camera frigorifică; TC – turbocompresor; RG – răcitor de gaz; TD – turbodetentor. TC RG
CF TD ~ M
1 2 3
4 lc
q0 qr
ld
1 2
3
4 p1 = p 4
s3 = s 4 s1 = s 2 T3=Ta
T4<T0 T
s s p2 = p 3
T1=T0 T2>Ta
63
Agentul de lucru (agentul frigorific) consumă lucru mecanic în compresor
și produce lucru meca nic în detentor, eliminându -se astfel pierderile prin laminare
de la instalația frigorifică cu compresie mecanică de vapori. De asemenea, agentul
frigorific preia căldură din camera frigorifică și o cedează mediului ambiant prin
intermediul unui răcitor de gaze. Deoarece lucrul mecanic de compresie este mai
mare ca lucrul mecanic de detentă, diferența este furnizată din exterior de către un
motor electric de antrenare.
Lucrul mecanic total al ciclului rezultă în acest caz:
kgkJllld c t
(10.1 10)
Lucrul mecanic de compresie, sarcina termica specifică a răcitorului de
gaze, lucrul mecanic de detentă și sarcina frigorifică specifică se pot determina cu
relațiile:
kgkJTT c TT c lpm pm c 0 2 1 2
(10.111)
kgkJTT c TT c qa pm pm r 2 3 2
(10.112)
kgkJTT c TT cla pm pm d 4 4 3
(10.113)
kgkJTT c TT c qpm pm 4 0 4 1 0
(10.114)
Ecuația de bilanț termic se poate scrie:
kgkJl q l qd r c 0
(10.115)
de unde rezultă lucrul mecanic specific total al instalației ca fiind:
kgkJq qlr t 0
(10.116)
Eficiența frigor ifică pentru ciclul teoretic este:
64
11
11
11
4 02
4 02
000 0
TTTT
TT cTT c
qq q qq
lq
a
pma pm r r tft (10.117)
Ecuația adiabatei pentru procesele din cadrul ciclului Joule, funcție de
coeficientul adiabatic al agentului de lucru este:
.ct vp
sau (10.118)
.1ct vT
(10.119)
rezultă că și
. . .1 1 1
ct pT pctv ctvp
, deci:
.1
ct pT
(10.120)
Notându -se raportul de compresie al ciclului
43
12
pp
pp se poate scrie
pentru procesul 1-2:
1
0 21
21
0 21
2 21
1 10 1
T TppT T pT pTTT
(10.121)
iar pentru procesu l (3-4):
1
41
43
41
4 41
3 33
a aTT
T TppT T pT pTa
(10.122)
În consecință, raportul temperaturilor din expresia eficienței frigorifice
(10.117) rezultă:
1
01
0
00 01
01
0
01
01
0
4 02
11
111
11
TT
TT
TTxxxx
TT
xx
TT
TTTT
TT
TTT T
TTTT
a
aaa a
aa a
aa a
(10.123)
65 deci, expresia finală a eficienței frigorifice teoretice, funcție de raportul de
compresie , este:
11
1
ft
(10.124)
Se constată că la creșterea raportului de compresie eficiența frigorifică
scade. În cazul procesului real eficiența frigorifică scade sub cea teoretică, cum se
poate constata din fig. 10.31.
Fig. 10.31. Ciclul real (în diagrama T-s) al instalației frigorifice cu compresie mecanică de gaze
fără regenerare cu funcționare în regim staționar
Ciclul teoretic în diagramele T-s și p-v al instalației frigorifice cu
compresie mecanică d e gaze cu regenerare internă în regim nestaționar
(Ciclul Stirling) este prezentat în fig. 10.32.
În cazul acestui ciclu parametrii gazului se modifică nu numai de la un
punct la altul, dar și în cadrul aceluiași punct în timp (regim nestaționar). Ciclul
Stirling, după care funcționează în regim nestaționar instalația frigorifică cu
regenerare, îmbunătățește ireversibilitățile interne ale proceselor caracteristice
ciclului Joule și se compune din două izoterme și două izocore.
1 2
3
4 p1 = p 4
s3 = s 4 s1 = s 2 T3=Ta
T4<T0 T
s s p2 = p 3
T1=T0 T2>Ta 2r
4r
66
(a)
(b)
Fig. 10.32. Ciclul teoretic (a – în diagrama T-s; b – în diagrama p-v) al instalației frigorifice cu
compresie mecanică de gaze cu regenerare cu funcționare în regim nestaționar
1
3 2
4 p
v v2 = v 3 v1 = v 4 p1 p2
p3
p4
q0 ld qr
lc lt Ta = ct.
T0 = ct. 1
3 2
4 T
s s3 Ta
q0 v1 = v 4
T0
s2 s4 s1 v2 = v 3
67 Schema de principiu, pe care se bazează funcționar e instalației frigorifice
cu regenerare, în regim nestaționar este prezentată în fig. 10.33.
(a)
(b)
(c)
(d)
Fig. 10.33. Schema de principiu a instalației frigorifice cu regenerare, în regim nestaționar
Procesele ce caract erizează funcționarea acestei instalații sunt următoarele:
– la trecerea din starea 1 în starea 2 pistonul compresorului se deplasează în
cilindru de la dreapta la stânga (a -b) iar gazul este comprimat izotermic de la
presiunea p1 la presiunea p2. Căldura de comprimare este evacuată cu
ajutorul unei pompe de răcire la temperatura Ta în răcitorul compresorului;
– la trecerea din starea 2 în 3 (b -c) atât pistonul compresor cât și cel detentor
se deplasează spre stânga cu aceeași viteză astfel încât gazul trece di n spațiul
de compresie în cel de destindere. Procesul este deci izocor și prin p2
v2
T2 p1, v1, T1
lc qr
q0 ld Regenerator
Compresor Detentor
p3
v3
T3
p4, v4, T4
68 transvazare gazul vine în contact cu umplutura rece a regeneratorului,
micșorându -și temperatura de la Ta la T0;
– la trecerea din starea 3 în 4 (c -d) se deplasează spre stânga nu mai pistonul
detentor astfel că gazul se destinde izoterm ( T0 = ct.) de la presiunea p3 la p4.
Astfel se preia de la sursa rece cantitatea de căldură q0 pentru menținerea
constantă a temperaturii T0;
– la trecerea din starea 4 în 1 (d -a) ambele pistoane se d eplasează cu aceeași
viteză spre dreapta iar gazul este transvazat izocor din spațiul de destindere
în cel de comprimare. In acest proces gazul se încălzește în contact cu
umplutura caldă a regeneratorului pe care o răcește. În continuare procesele
se repe tă.
Mișcarea pistoanelor este efectuată prin intermediul unor mecanisme bielă –
manivelă iar transvazările pe ciclu se realizează cu ajutorul unor supape comandate
de niște came antrenate de mișcarea pistoanelor.
Puterea frigorifică specifică a gazului obț inută în procesul de destindere
izotermic 3-4 la temperatura T0 este:
4 343
0
21
0
34
0 0
43ln ln ln
0
s s ariappTRVVTRVVTR l qT
(10.125)
Lucrul mecanic în compresia izotermă 1-2 la temperatura Ta este:
2 1
2121 ln s sariaVVTR q la r Ta
(10.126)
Căldura cedată de gaz în procesul izocor 2-3 este preluată de umplutura
regeneratorului în procesul izocor 4-1, având expresia:
4 1 3 2 0 41 32 s s arias s aria T Tc qa v rg
(10.127)
Lucrul mecanic total al ciclului rezulta în consecință:
14321 ln
21
00 00
ariaVVT TRq q q q q q l l l
aa rg rg a T T ta
(10.128)
În aceste condiții, eficiența frigorifică a ciclulu i Stirling este:
69
C
a a
atS
TT T TT
VVT TRVVTR
lq
11
lnln
000
21
021
0
0 (10.129)
unde: C este eficiența frigorifică a ciclului Carnot format din 2 adiabate și 2
izoterme.
10.1.5. INSTALAȚII FRIGORIFI CE CU EJECTIE
Instalațiile frigorifice cu ejecție își bazează funcționarea tot p e ciclul
Carnot inversat, compresia vaporilor de agent frigorific realizându -se, în acest caz,
cu ajutorul ejectoarelor. Principial, în aceste instalații se poate utiliza orice agent
frigorific, în prezent însă se întâlnesc numai instalații care utilizează apa ca agent
frigorific numite și instalații frigorifice cu jet de abur.
Apa ca agent frigorific are o seamă de avantaje, legate de prețul coborât,
netoxicitate, absența pericolului de explozie, căldură de vaporizare mare (la 0șC, r
= 2500 kJ/kg). În sch imb, utilizarea apei necesită presiuni de lucru foarte coborâte
și volume mari (la 0șC corespunde o presiune de vaporizare de 0,00608 bar,
volumul specific al vaporilor fiind 1211 m3/kg) și este limitată de punctul triplu ( T
= 0,0098 șC). Din aceste cauze, apa nu se utilizează ca agent frigorific în instalațiile
frigorifice cu compresie mecanică de vapori. În cazul instalațiilor frigorifice cu
ejecție, utilizarea apei ca agent frigorific permite folosirea aburului ca agent primar
în ejector, ceea ce, mai al es când acest abur este extras prin prizele unei turbine de
cogenerare, poate conduce la avantaje energetice și economice sensibile.
Domeniul de utilizare cel mai indicat pentru aceste instalații este cel al
condiționării aerului, unde nivele de frig nece sare sunt mai ridicate sau cel al
producerii apei reci (8…12 șC) necesară unor răciri industriale, în special în
industria chimică și alimentară. Posibilitatea utilizării aburului produs în regim de
cogenerare în instalațiile de condiționare, conduce și la mărirea puterii electrice
realizate în acest regim, precum și la aplatizarea curbei clasate a necesarului de
căldură în perioada de vară, efecte favorabile pentru centrala electrică de
cogenerare, care trebuie avute în vedere la alegerea tipului de inst alație frigorifică
pentru condiționare.
Un avantaj important al acestor instalații este fiabilitatea ridicată datorită
absenței pieselor în mișcare, nefiind practic necesar un personal de exploatare. În
același timp ele se pot realiza la capacități mari de răcire.
Instalațiile frigorifice cu ejecție se construiesc, de obicei, după două
scheme principale: cu condensator de suprafață (în circuit închis) și cu condensator
de amestec (în circuit deschis) [10.3].
Instalația în circuit închis are avantajul rec uperării condensatului,
gabaritului mai redus și posibilității montării în imediata apropiere a
consumatorului. Dezavantajele instalației constau în costul mai ridicat și în
prezența unor echipamente suplimentare (pompe, regulatoare de nivel și presiune,
ventile).
70 Instalația în circuit deschis necesită, în general, un consum mai redus de
abur primar și este mai ieftină, în schimb, nu permite returnarea condensatului,
ceea ce constituie un dezavantaj important, în special, în cazul alimentării cu abur
de la o centrală electrică de cogenerare.
In continuare se va trata doar instalația în circuit închis, principiul de
funcționare al celor două variante constructive fiind același.
Schema instalației frigorifice cu jet de abur în circuit închis este prezentată
în figura 10.34. În instalație se realizează trei circuite: circuitul aburului primar,
circuitul agentului frigorific și circuitul purtătorului de frig. Agentul frigorific
utilizat este apa care circulă printr -o instalație cu vapori clasică (ciclul 123456 1)
cuplată cu o instalație frigorifică simplă (ciclul 237892 ).
Fig. 10.34. Schema instalației frigorifice cu jet de abur
E – ejector; V – vaporizator; VL – ventil de laminare, C – condensator; P – pompă; CZ – cazan;
PÎ – preîncăl zitor, F – focar; SI – supraîncălzitor
Reprezentarea în diagrama T-s este calitativă (fig. 10.35) datorită debitelor
diferite care circulă prin cele două circuite cuplate, debitul de vapori (abur primar)
produs de cazan este
pm și cel de vapori reci antrenați din vaporizator
Vm . Se
definește astfel factorul de debit sau consumul specific de abur ca fiind raportul
dintre debitul de abur produs de cazan (generatorul de abur) și debitul de apă ce
circulă prin instal ație frigorifică: SI
F (2’+8)
8’
9’ (2+9) PÎ
P E
C CZ
V
VL 8
7 3 4 5 6 1
Qcz
Qc Q0
pm
Vm
71
Vp
mm
. (10.130)
Inversul consumului specific de abur poartă denumirea de coeficient de
injecție sau factor de ejecție:
pV
mmu1
. (10.131)
Fig. 10.35. Ciclul teoretic al instalați ei frigorifice cu jet de abur în diagrama T-s
Aburul primar produs în generatorul de abur ( 1), se destinde adiabatic în
ajutajul ejectorului E până în starea ( 2’) corespunzătoare presiunii din vaporizatorul
instalației (V) pv. In camera de amestec a eject orului aburul primar ( 2’) se amestecă
cu aburul produs în vaporizator ( 8). Amestecul ( 8’) este comprimat adiabatic în
difuzorul ejectorului ( 8’-9’) până la presiunea din condensator pc. Comprimarea,
respectiv creșterea presiunii aburului în difuzorul eject orului se realizează pe baza
scăderii energiei cinetice. În condensatorul C aburul condensează izobar -izoterm
(9’-3), cedând căldura Qc unui agent termic de răcire. Condensatul format se
împarte în două direcții. O parte (
pm ) este comp rimat și trimis la generatorul de
abur, unde se preîncălzește până la temperatura de saturație ( 4-5), apoi vaporizează
(5-6) și se supraîncălzește ( 6-1). Cealaltă parte a condensatului (
Vm ) este laminată
(3-7) până la presiunea pv, apo i vaporizează în vaporizatorul V ( 7-8). În procesul de 1 6 T
s C
2
2’ 8’ 8 9
9’ 5
4
3
7 [1 kg] [ kg] TCZ
TC
TV
72 vaporizare se primește căldura Q0 de la mediul răcit prin intermediul unui purtător
de frig
Pentru determinarea consumului specific de abur , se scrie ecuația de
bilanț termic a ejectorului, pentru 1 kg de abur absorbit din vaporizator:
'8 '9 '2 1 1 h h hh
. (10.132)
Înlocuind procesul de comprimare din difuzorul ejectorului ( 8’-9’) cu două
procese separate pentru aburul primar ( 2’-2) și vaporii reci antrenați din
vaporizator ( 8-9), se poate scr ie:
8 9 '2 2 '8 '9 1 h h h h h h
, (10.133)
de unde se obține:
2 18 9
hhh h
. (10.134) (10.42)
Debitul masic de vapori reci se determină cu relația:
skgqQmV /
00
, (10.135)
unde q0 este sarcina frigorifică specifică:
kgkJ h h q /7 8 0
. (10.136)
Rezultă imediat debitul masic de abur primar:
skg m mV p /
. (10.137)
Puterea termică a condensatorului este:
kW h h m m QV p c 3 '9
(10.138)
Puterea termică a cazanului se determină, neglijând efectul pompei
(
4 3h h ), cu relația:
kW hh m Qp cz 3 1
. (10.139)
Eficiența frigorifică a ciclului este:
73
3 13 8
3 13 8 0
hhh huhhh h
mm
QQ
pv
czf, (10.140)
iar eficiența ciclului de încălzire:
f
cz czcz
czc
QQ
QQ Q
QQCOP 1 10 0
(10.141)
Ciclul real al in stalației frigorifice cu jet de abur se deosebește de cel
teoretic din cauza imperfecțiunilor proceselor gazodinamice și a construcției
ejectorului. Apar astfel pierderi în ajutaj, în camera de amestec și în difuzor, care
conduc la necesitatea măririi debi tului de abur primar.
O altă deosebire a ciclului real se datorează schimbului de căldură din
vaporizator și condensator, care are loc la diferențe finite de temperatură. In cazul
utilizării aparatelor cu amestec, acest efect se poate neglija.
10.2. POMPE DE C ĂLDUR Ă
10.2.1. PRINCIPIUL DE FUNC ȚIONARE AL POMPEI DE
CĂLDUR Ă
Pompa de c ăldură (PC) reprezintă o instala ție termodinamică a cărei
funcționare de principiu urmăre ște ridicarea nivelului energetic al unei surse de
potențial coborât prin consumarea une i cantități de energie suplimentară din
exterior.
Principiul de funcționare al pompelor de căldură, ca și în cazul instalațiilor
frigorifice, se bazează pe ciclul Carnot inversat. În practică, s -a dezvoltat o
varietate de tipuri de pompe de căldură clasifi cate în general după principiul de
funcționare astfel:
– cu compresie mecanică de vapori sau gaze: Carnot inversat, Joule,
Brayton, Stirling, etc.;
– cu compresie termochimică, de tipul celor cu fluide binare, cu
absorbție;
– cu compresie prin ejecție;
– cu separatoare termice de tipul tubului lui Ranque;
– bazate pe efectul Peltier, etc.
Cele mai dese utilizări ale pompei de căldură sunt cele pentru climatizare,
preparare apă caldă de consum sau industrială, încălzirea spațiilor de lo cuit, sau
diferite aplicații industriale cum ar fi: uscarea materialelor poroase, vaporizarea
produselor volatile, sterilizarea, concentrarea soluțiilor, etc.
Se constată deci, că nivelul termic la utilizator nu are valori foarte ridicate
ca și cele impu se de ciclurile producătoare de lucru mecanic, ele situându -se în
jurul valorilor de 50șC…90șC sau maxim 120șC…130șC pentru ciclurile pompelor
74 de căldură de înaltă temperatură. De asemenea, ca surse de căldură de potențial
coborât se pot valorifica can titățile de căldură ce pot fi preluate din mediul ambiant
(energia termică a apelor de suprafață, de adâncime, geotermală, solară sau a
solului) precum și cele deșeu rezultate din diferitele procese industriale sau
domestice (ape de răcire, flote calde uza te, condensat impurificat, apele menajere
după tratarea lor în instalațiile de epurare, etc.).
În fig. 10.36 se prezintă sintetic încadrarea pompelor de căldură în
domeniul temperaturilor uzuale în comparație cu celelalte instalații termodinamice:
cicluri directe (motoare), instalațiile frigorifice sau cele combinate, instalații
frigorifice – pompe de căldură.
Fig. 10.36. Încadrarea pompei de căldură în raport cu mediul ambiant .
Dintre pompele de căldură enumerate mai sus s-au dezvoltat în mod
special cele cu absorbție și cele cu compresie mecanică de vapori.
Pompa de căldură cu compresie mecanică utilizând un fluid activ real (de
tipul celor frigorifice) este prezentată în fig.10.37.a, iar în fig.10.37.b ciclul Carnot
inversat aferent, în diagrama entropică de stare T-s.
Cele patru elemente principale ale pompei de căldură sunt: compresorul
(K) în care vaporii fluidului termodinamic se comprimă de la pv la pc ridicându -și
temperatura de la Tv la Tc pe baza puterii de com presie primită din exterior Pc
(procesul 1 -2); condensatorul (C) în care are loc condensarea vaporilor comprimați,
cedând căldura latentă utilizatorului Qc (procesul 2 -3); detentorul (D) care are rolul
de a reduce din nou presiunea la cea din vaporizator ( pv < p c) în vederea asigurării
capacității de preluare a căldurii la temperatura mai coborâtă (procesul 3 -4);
vaporizatorul (V) în care fluidul termodinamic preia căldura Qv de la resursa t(șC)
900
-60 -30
-90 0
3
0 60
30
90 CM
PC
IF PC
IF
75 recuperabilă de potențial coborât și vaporizează, asigurând premizel e reluării
ciclului (procesul 4 -1)
Având în vedere bilanțul energetic al ciclului, rezultă:
t v c P Q Q
[J] (10.142)
Deoarece pentru un fluid condensabil real, lucrul mecanic de detentă nu se
poate recupera economic, bilanțul energetic s e reduce la relația:
c v c P Q Q
[J] (10.143)
unde: Pt și P c reprezintă puterea totală respectiv de compresie preluată din afara
ciclului.
Fig. 10.37. Principiul pomp ei de căldură (a) și diagrama entropică de stare T-s (b):
C – condensator; V – vaporizator; K – compresor; D – detentor; M – motor electric.
Se definește eficiența sau coeficientul de performanță ( COP ) al ciclului ca
raportul dintre căldura cedată la co ndensator ( Qc) și puterea consumată în cursul
ciclului ( Ptot):
v cc
tc
Q QQ
PQCOP
(10.144)
Având în vedere că, pentru cazul ideal Carnot inversat, procesele termice
de primire și cedare de căldură sunt izoterme, atunci [10.12]:
3 2s sT Qc c
[J] (10.145) (a) (b) C
V K M D
Qv Qc
Pc Consumator T (șK)
1 2 3
4 T
c
Tv
s3=s4 s1=s2 s(kJ/kgK) R.E.S Cr
a)
util
iza
re
pen
tru
pro
duc
ția
de
frig
76 și
3 2 4 1 s sT ssT Qv v v
[J] (10.146)
Înlocuind în expresia eficienței teoretice Carnot, rezultă:
11
11
C
C
cv v cc
C
TT T TTCOP
(10.147)
unde: C și C reprezintă randamentul ciclului Carnot direct și respectiv eficiența
frigorifică Carnot pentru instalațiile echivalente ce ar lucra între Tv și Tc.
Deoarece Tv < Tc se constată că COP C > 1, și variază invers proporțional cu
ecartul de temperatură între cele două surse. Deci o performanță ridicată se poate
realiza pe o instalație la care „înălțimea de pompare ( Tc – Tv)” este cât mai redusă.
În cazul instalațiilor cu fluide reale, o influență definitorie asupra
posibilităților de realizare ale ciclurilor termodinamice o are forma curbei de
saturație. Astfel un compresor real, de obicei volumetric cu piston, nu poate
funcționa corect în domeni ul vaporilor umezi, deoarece picăturile de lichid care
apar în procesul de aspirație -compresie conduc la lovituri hidraulice ce îl poate
deteriora.
Din acest motiv, pentru fluidele care au curba vaporilor saturați uscați “cu
întoarcere” sau “pantă pozitiv ă”, pentru care ( T/s)vap. sat. > 0, compresia adiabat
izentropă care pleacă de pe curba de saturație, conduce la intrarea în zona umedă,
la atingerea temperaturii de condensare Tc (fig.10.38.a) [10.16].
Pentru a evita acest neajuns este necesa ră supraîncălzirea izobară a
vaporilor la intrarea în compresor, fapt ce conduce la creșterea temperaturii
echivalente de vaporizare Tv,ech> T v (fig.10.38.b).
În ipoteza că toate procesele termodinamice sunt reversibile, coeficientul
de performanță devine :
echv cc
v cc
T TT
Q QQCOP
,'
(10.148)
Dimpotrivă, în cazul fluidelor termodinamice cu “panta negativă” adică,
(T/s)vap.sat < 0, pentru realizarea unui proces strict de condensare, compresia
adiabat -izentropă trebuie să înceapă din domeniul vaporilor umezi, fapt ce
dăunează din punct de vedere tehnologic, după cum am arătat deja (fig.10.39.a).
Dacă procesul de comprimare izentropic va porni de pe curba vaporilor saturați,
atunci va atinge presiunea de condensare în domeniul vaporilor supraîncălziți, ce
va conduce deci la cre șterea temperaturii echivalente de condensare Tc,ech > T c
(fig.10.39.b).
77
a) ciclul fără supraîncălzirea vaporilor b) cu supraîncălzirea vaporilor
la aspirația compresorului la aspirați e
Fig. 10.38 Influența curbei de saturație asupra ciclului reversi bil
a) ciclul fară supraîncălzirea vaporilor b) ciclul cu supraîncălzirea vaporilor
la condens are la condensare
Fig. 10.39. Influența curbei de saturație cu pantă negativă asupra ciclului reversibil al PC
s[kJ/kgK] T [K] T [K]
s[kJ/kgK] Tc Tc
Tv Tv Tv,ech
1 1 1’ 2 2 3 3
4 4
0
satsT
0
satsT
Tc Tc
Tv Tv Tc,ech
1 1 1’
2 2 3 3
4 4
s[kJ/kgK] s[kJ/kgK] T [K] T [K]
0
satsT
0
satsT
78 În consecință, având în vedere ipotezele din cazul anterior, coeficientul de
performanță devine:
v echcechc
v cc
T TT
Q QQ
COP
,,
''
(10.149)
Ciclul de bază, rev ersibil al unei pompe de căldură, necesită din rațiuni
termodinamice și de securitate în funcționarea compresoarelor volumetrice cu
piston, un proces de compresie, în zona de vapori uscați.
De asemenea, pentru creșterea încărcării termice volumice a
vapo rizatorului instalației, este necesar ca acesta să fie alimentat cu un amestec
bifazic cu titlul cât mai redus (deoarece coeficienții de transfer de căldură sunt mai
ridicați pentru faza lichidă, decât pentru cea gazoasă).
Întrucât procesul de detentă al lichidului în ventilul de laminare este
izentalpic, acesta conduce la apariția vaporilor umezi la intrarea în vaporizator.
Pentru reducerea titlului amestecului se procedează la subrăcirea lichidului după
condensare (proces izobar).
Acest lucru are și u n efect pozitiv asupra funcționării detentorului, prin
eliminarea riscului de apariție a vaporilor în secțiunea minimă a acestuia în timpul
laminării și implicit la reducerea efectului de blocare, prin micșorarea capacității
de trecere.
În consecință faț ă de cele patru elemente ale schemei de bază mai pot
apărea următoarele aparate:
un subrăcitor de lichid plasat la ieșirea din condensator, și care cedează
energia sub formă de căldură sensibilă fie unei surse de răcire externe,
fie vaporilor înainte de in trarea în compresor (subrăcire regenerativă);
un supraîncălzitor de vapori, la ieșirea din vaporizator (necesar
asigurării începutului compresiei cu vapori uscați).
Astfel se admite o supraîncălzire de câteva grade pentru fluidele cu alura
curbei din fig .10.39, sau zeci de grade pentru cele cu alura din fig. 10.38.
Dacă subrăcirea lichidului după condensare se realizează pe baza
preîncălzirii agentului termic la utilizatorul de căldură, atunci cantitatea de căldură
QSR intră în efectul util al instalație i, ce conduce la creșterea eficienței sale:
tSR c
SRPQ QCOP
(10.150)
unde: Qc, Q SR,, P t sunt cantitățile de căldură totale la condensator și la subrăcitor și
respectiv puterea mecanică totală consumată pe ciclu, în kW.
În cazul pompei de căldură reale luând în considerație prezența diferitelor
surse de ireversibilitate, ciclul urmat este diferit de cele descrise anterior.
Principalele ireversibilități interne și externe sunt:
compresia nu mai este izentropică ci politropică, și se realiz ează cu un
randament indicat ( i) subunitar al compresorului, element ce conduce
79 printre altele, la creșterea lucrului mecanic specific de compresie, dar
în acelși timp și a căldurii la consensator;
transferul de căldură, pentru toate aparatele schimbătoar e de căldură
de suprafață se face la diferență finită și variabilă de temperatură, fapt
ce conduce la creșterea ireversibilităților ciclului;
procesele de curgere atât în faza lichidă cât și gazoasă se desfășoară cu
frecare, fapt ce conduce la creșterea pi erderilor de presiune.
Complexitatea proceselor funcționale în cazul pompei de căldură reale
(fig.10.40) impune adoptarea unor ipoteze simplificatoare ce permite definirea unui
ciclu de calcul al acestei instalații [10.17]:
– procesul de compresie este cons iderat adiabat ireversibil (cu creștere
de entropie), ipoteză ce se apropie de realitate, mai ales în cazul
turbocompresoarelor;
– procesul de desupraîncălzire -condensare -subrăcire, ce are loc în
condensator -subrăcitor se realizează la o temperatură de cond ensare
superioară temperaturii medii a agentului încălzit, fapt ce imprimă
transformării un caracter de ireversibilitate;
– procesul de laminare este adiabat ireversibil datorită în principal
frecărilor interne;
– procesul de vaporizare se desfășoară la o temp eratură inferioară
temperaturii medii a resursei de căldură secundară (RES) recuperată.
Fig.10.40 Schema simplificată de calcul a ciclului real
M K VL t(C)
S(m2)
S(m2) t(C) ti’
ti’
ti”
ti”
tc
tSR
tV
ta’
t
ta”
ta’ ta”
V
C
SR
t
tmi
tma tmc
tmc
tmv
80 Având în vedere cele arătate mai sus, ciclul real în diagrama T-s pentru
pompa de că ldură cu compresie mecanică de vapori este prezentat în fig. 10.41.
Fig.10.41. Ciclul real al pompei de căldură în diagrama T-s
Toate ireversibilitățile ciclului real coboară coeficientul de performanță,
care funcție de notațiile din fig.10.41 dev ine:
3 47 4
h hh hCOPreal
(10.151)
Se definește “randamentul de transformare” sau “gradul efectiv de
reversibilitate” față de ciclul Carnot inversat, raportul dintre eficiența efectivă a
ciclului real și cel Carnot care evoluează între aceleași temperaturi extreme:
Creal
trCOPCOP
(10.152)
Pentru pompele de căldură cu compresie mecanică de vapori cu
compresoare volumetrice de puteri mici gradul de reversibilitate este cuprins între
0,35 – 0,45, iar pentru cele de puteri medii și mari între 0,6 – 0.65.
În ceea ce privește însă po mpele termice antrenate cu turbocompresoare
valorile lui tr cresc odată cu creșterea puterii termice, astfel:
81
– pentru Qc = 200 -1000 kW, tr = 0,45 – 0,55
– pentru Qc =1000 -3000 kW, tr = 0,55 – 0,60
– pentru Qc > 3000 kW, tr = 0,60 – 0,65
Pompele de căldură prezintă o sensibilitate mai redusă față de pierderile
cauzate de ireversibilități, în raport cu instalațiile frigorifice, deoarece pierderile de
exergie sunt transferate parțial sau total sursei de căldură de potențial ridicat.
Diferite le realizări de cicluri termodinamice ale pompelor de căldură sunt similare
cu cele prezentate în capitolul 10.1, unde s -au tratat explicativ instalațiile
frigorifice.
10.2.2 ANALIZA EXERG ETICĂ A CICLULUI REA L AL
POMPEI DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ D E
VAPORI
Având în vedere o instalație de pompă de căldură reală care lucrează
integral deasupra mediului ambiant, bilanțul exergetic al pierderilor cauzate de
ireversibilitățile interne și externe se bazează [10.5] pe ecuația fundamentală de
bilanț exerg etic dată de relația:
'
intir t q l e e
(10.153)
în care:
v c q q q e ee , este suma exergiilor căldurii schimbate de unitatea de
masă de agent termodinamic la condensator -subrăcitor și vaporizator;
0e , este varia ția exergiei agentului de lucru la parcurgerea ciclului
(închis) al pompei de căldură;
c tll , reprezintă suma lucrurilor mecanice pe întreg ciclul și care în
cazul detentei prin laminare se confundă cu lucrul mecanic de compresie;
' ' '
int com lam ir ir ir , reprezintă suma pierderilor cauzate de
ireversibilitatea internă a proceselor de laminare și comprimare considerate
adiabatice și raportate la temperatura mediului ambiant Ta:
com com lam lam ir a ir ir a ir s T s T ' ';
(10.154)
Ținând cont că, lucrul mecanic specific de compresie și exergia căldurii
sunt negative (
0 ;0
cq c e l ), atunci înlocuindu -le în ecuația (10.154), rezultă:
tot v c ir a q q c s T e e l
(10.155)
82 Pierderile datorită ireversibilităților externe ale proceselor de t ransfer de
căldură la diferență finită de temperatură, la condensator și vaporizator sunt:
i cqi c c
ma
i
ma
c Q q tTTQTTq E e 1 1'
(10.156)
va
v
ma
res q Q qTTqTTQ e E
av res v1 1'
(10.157)
în care, ținând cont și de notațiile din fig.10.40:
–
iQE este exergia căldurii preluate de consu matorul de căldură din
condensator, Qi =
cq , la temperatura termodinamică medie:
'"' "
ln
iii i
m
TTT TT
i
;
–
resQE – exergia căldurii cedată de resursa de potențial termic coborât
vaporizatorului pompei de căldură,
v res q Q , la temperatura
termodinamică medie:
"'" '
ln
aaa a
m
TTT TT
a
;
–
ccq
qc
msqT
– temperatura termodinamică medie a fluidului de lucru
în condensator -subrăcitor.
Prelucrând ecuațiile (10.156) și (10.157) rezultă:
c
i cqi cq
cq ic T a
m mm m
c a
m mc a T s TT TT T
qTT TqT
1 1'
(10.158)
v
aa
avT a
v mv m
v a
m vv a qs TT TT T
qTT TqT
1 1'
(10.159)
unde: prin
cTs și
vTs s-au notat creșterile de entropie datorită ireversibilităților
externe de transfer de căldură la condensato r și respectiv la vaporizator, între
agentul termodinamic și sursele de căldură respective:
83
i cqc
i cqi cq
c
m mm
c
m mm m
c TT TT
qT TT T
q s
(10.160)
v mm
v
v mv m
v TT TT
qT TT T
q s
av
aa
v
(10.161)
În consecință relația (10.155), devine:
' ' ' '
com lam v c res i ir ir q T Q Q c E E l
(10.162)
Din bilanțurile, exergetic și energetic se deduce:
c
ma
c
mm
ma
c
mc c
mc
a cmv
mc
a v c
ma
a
ma
i Q Q
lTTqTT
TTlTl q
TqTlTq
TqT q qTTQTTQ E E
a ia
a a ia i a ires i
11 1
(10.163)
Notând cu:
ia a ii
mm m mm
C
TT T TT
COP
11 , eficiența termodinamică Carnot a
ciclului inversat ce ar evolua între temperaturile medii
imT și
amT , și care realizează
aceeași putere termică specifică ca și ciclul rea l (qc) și cu:
cc
cCOPqlmin, lucrul
mecanic minim al acestui ciclu, rezultă înlocuind în relația (10.162):
c
ma
c
ma
c Q Q lTTlTTl E E
a ares i min,
10.164)
sau, corelând relațiile anterioare :
'
int, min, ext c
ma
c
malTTlTT
a a
sau
'
int, min, ext
am
c cTT
l la (10.165)
unde:
'
int,ext este suma tuturor ireversibilităților interne și externe, raportate la
temperatura mediului ambiant, Ta .
84 Deoarece :
ext a ext s Tint,'
int, , rezultă că ecuația (10.164), devine:
ext c ext m c c l s T l la int, min, int, min,
(10.166)
unde:
extint, este suma ireversibilităților totale raportate la tem peratura
termodinamică
amT a resursei energetice de nivel coborât. Relația (10.166) este o
formulare particulară a teoremei Geuy -Stodola [10.10] și arată că pierderile
exergetice în pompa de căldură reală sunt independente de temperatura mediului
ambiant.
Se definește randamentul exergetic al ciclului pompei termice, prin
raportul:
cext
cc
exl ll
int, min,1
(10.167)
În concluzie se poate exprima coeficientul de performanță efectiv al
pompei de căldură prin relația:
em ex C efCOP COP
(10.168)
în care: em este randamentul electromecanic al grupului motor electric -compresor.
Pe baza elementelor analizate mai sus, în fig.10.42 se prezintă diagramele
Sankey ale bilanțului energetic (a), exergetic (b) și energetic -exergetic (c) pentru
pompa de căldură re ală cu compresie mecanică de vapori.
a) b) c)
Fig.10.42 Diagramele Sankey ale fluxurilor de energie și exergie
pentru pompa de căldură cu compres ie mecanică de vapori qv
cl
cl
qv
cl
min,cl
c v c l q q
extc cl l
int,min,
ext c vc v c
l ql q q
int, min,
extint,
extint,
85 10.2.3 SURSE DE CĂLDURĂ RECUPERABILE PENTRU
POMPELE TERMICE CU COMPRESIE MECANICĂ DE
VAPORI
“Sursa rece” de la care se recuperează căldura de potențial termic coborât
în vaporizatorul pompei de căldură reprezintă o componentă esențială, ale cărei
caracteristici influențează în mod direct valoarea coeficientului de performanță a
instalației. Aceasta trebuie să îndeplinească pe cât posibil următoarele condiții de
bază:
cantitatea de căldură prelucrabilă să fie suficient de mare î n raport cu
necesarul consumatorului;
disponibilitate în imediata vecinătate a consumatorului, pentru
reducerea lungimii rețelelor și a cheltuielilor de transport;
simultaneitate sau mici decalaje în timp, față de consumul de căldură;
existența pe perioada de viață a instalației utilizatoare;
să nu necesite cheltuieli mari pentru amenajare (se recomandă max. 10
-15% din cheltuielile totale ale instalației);
variația redusă a parametrilor în timpul anului, etc.
Aceste condiții precum și altele legat e de consumul de energie pentru
transport, prevenirea dezechilibrelor ecologice sau probleme de poluare a mediului
ambiant, sunt foarte greu de îndeplinit simultan pentru majoritatea surselor de
căldură naturale (aer, apă, sol, energie solară, etc.). Însă , cele mai importante din
condițiile enumerate pot fi realizate de către sursele de căldură deșeu din industrie
sau din activitățile urbane: apele de răcire, flotele uzate din diferite industrii, aerul
uzat rezultat din climatizări și încălziri spațiale, a pele de canalizare după stația de
epurare chimică, etc. De asemenea la acestea se pot alătura sursele geotermice sau
apele freatice de adâcime ca surse naturale după ce în prealabil au fost utilizate în
scopuri tehnologice superioare. Creșterea eficienței proceselor energetice și
implicit economice prin reutilizarea r.e.s. se realizează astăzi în mod satisfăcător
prin recuperarea lor în schimbătoare de căldură, însă numai pentru resursele cu
nivel termic mediu și ridicat. În consecință degradarea continuă a energiei conduce
în final la acumularea unor mari cantități de căldură de potențial termic coborât
care de cele mai multe ori se evacuează în atmosferă, contribuind la poluarea
termică a acesteia.
De exemplu, centralele electrice cu condensație (CTE, CNE) evacuează cu
apele de răcire cca. 50 – 55% din energia combustibilului. De asemenea o imensă
cantitate de căldură provenită din epurarea apelor industriale uzate și orășenești
este evacuată în atmosferă la nivele de temperatură de 16 – 28 șC chiar și în
anotimpul cel mai friguros. Combinarea favorabilă a marilor fluxuri termice de
potențial coborât și a consumatorilor de căldură, determină posibilități mai
eficiente de utilizare a instalațiilor de pompe de căldură și acest lucru este luat în
considerare c a o principală și modernă tendință de dezvoltare a complexului
combustibil – energie .
În tabelele 10.5 și 10.6 se prezintă centralizat caracteristicile generale ale
surselor de căldură naturale și a surselor de căldură deșeu.
86
Tabelul 10.5. Caracteristici le surselor de căldură naturale
Caracte –
ristica
sursei Aer
exterior Apă freatică Apă de
suprafață Sol Radiație
solară
Disponi –
bilitate
locală
nelimitată
incertă
cu restricții cu
amenajări
speciale
peste tot
Disponi –
bilitate în
timp nelimitată funcți e de
adâncimea
de foraj funcție de
anotimp și
precipitații mereu aleatorie,
neprevizi –
bilă
Nivelul de
tempera –
tură acceptabil
pentru cca.
3/4 din
trimpul de
încălzire
10…15 C variabil în
timpul anului scade în
timpul
exploată –
rii foarte bun
în peri oada
de insolație
Evoluția
tempera –
turii în
timp inversă cu
necesarul
de căldură Aproxima –
tiv constantă variabilă cvasi –
constantă inversă cu
necesarul
de căldură
Cheltuieli
de
investiție
pentru
captare relativ
reduse cresc cu
adâncimea
de forare relativ reduse mari mari
Cheltuieli
de
exploatare medii medii foarte mici foarte mici mari
Alte
condiții
specifice necesită
automati –
zare
specială;
necesită
sursă
suplimen –
tară de
căldură;
necesită
măsuri de
izolare
fonică; are
capacitate
mică de
livrare la
vârful
maxim
termic probleme
speciale de
eliminare a
depunerilor;
probleme de
evacuare în
emisarii de
suprafață;
îmbătrânirea
puțurilor în
timp; probleme de
coroziune ,
depuneri,
formare de alge;
necesită sursă
suplimentară de
căldură; probleme
dificile ptr.
repararea
rețelei
îngropate
la
adâncime;
solicită o
suprafață
mare de
teren;
afectează
vegetația
terestră;
pune
probleme
de
regenera -re
a potenția –
lului
termic. necesită
suprafață
mare de
captare;
consolida –
rea
acoperișu –
rilor;
probleme
de
protecție
hidrofu gă;
necesită
sursă
suplimen –
tară de
căldură.
87
Tabelul 10.6. Caracteristicile principalelor surse de căldură deșeu
INDUSTRIA
Consumatorul de căldură Temperatura
(C )
Alimentară, carne și
prelucrarea produselor din
carne, pește, etc. – preparare
– spălare, igienizare
– curățirea solzilor 100 – 115
50 – 60
55 -60
Laptelui și produselor lactate – vaporizare
– sterilizare
– preparare
– spălare, igienizare 90 -100
110 – 115
100 – 115
50 – 60
Produselor de panificație – spălare, igienizare 50 – 60
Produ selor din cereale
măcinate – spălare, igienizare 50 – 55
Alimentelor conservate și
congelate – sterilizare
– opărire
– preparare
– spălare, igienizare 110
80 – 85
100 – 115
55 – 60
Producerea zahărului – spălare sfeclă de zahăr
– opărire
– vaporizare
– spălare, igienizare 30 -40
85
65 – 115
50 – 60
Semipreparatelor alimentare – preparare
– bucătării
– spălare, igienizare 80 – 95
100 – 115
50 – 60
Băuturilor alcoolice și
răcoritoare – preparare
– distilare
– spălare, igienizare 100 – 115
75 – 90
50 – 60
Hârtiei și produselor din
lemn -înmuiere
– încălzire pastă hârtie
– vaporizare
– uscare pe valțuri
-uscare cherestea în uscătoare 80 – 90
90 – 100
85 – 105
90 – 120
60 – 80
Produselor chimice,
petrochimice și cauciucului – încălzire recipienți
– căldură de fixare
– căldură de reacție
-spălare, curățare reactori și recipienți 80 – 100
120 – 160
150 – 250
60 – 90
Produselor textile – înmuiere
– vopsire
– presare, stoarcere
– uscare, termofixare 80 – 90
85 – 88
100
105 – 120
Produselor din metal,
construcț iilor de mașini,
echipamentului de transport – curățire, decapare
-preîncălzire băi galvanizare
– uscare vopsele
– spălare, igienizare 50 – 70
85 – 100
75 – 110
50 – 60
Proceselor frigorifice
industriale – aer cald evacuat
– apă caldă din
procesul de ră cire al condensatorului 25 -35 (50)
20 – 40
88 10.2.4. FLUIDE TERMODINAMICE UTILIZABILE ÎN
CICLURILE POMPELOR DE CĂLDURĂ
În cadrul cercetărilor actuale pentru ridicarea performanțelor
termodinamice ale instalațiilor de pompe de căldură un loc importan t îl ocupă
găsirea și punerea în valoare a unor fluide de lucru care să corespundă cât mai bine
cerințelor multiple impuse de regimurile tehnice, economice și de protecția
mediului ambiant. Dintre proprietățile fizico -chimice de bază, pe care trebuie să le
îndeplinească aceste fluide, se enumeră:
temperatură coborâtă de vaporizare la presiunea atmosferică pentru a
asigura preluarea căldurii r.e.s. la presiuni ușor supra -atmosferice, în
ideea evitării pătrunderii aerului în vaporizator;
caracteristică favora bilă a curbelor de saturație, pentru realizarea unor
rapoarte de compresie moderate;
presiuni de condensare coborâte la temperaturile cerute de
consumatori, în scopul reducerii lucrului mecanic de compresie, a
pierderilor de agent termodinamic în mediul am biant precum și o
construcție mai simplă a compresorului;
căldură latentă mare în domeniul temperaturilor de lucru, ce conduce la
debite reduse prin instalație și la coeficienți ridicați de transfer de
căldură;
volumul specific al vaporilor și vâscozitate a lichidului cât mai reduse;
stabilitate chimică pe tot domeniul de temperaturi de lucru și
compatibilitate cu uleiurile de ungere și materialele constructive ale
instalației;
solubilitate totală față de apă pentru evitarea formării dopurilor de
gheață;
să nu fie inflamabile, explozibile sau toxice față de organismul uman;
rigiditate dielectrică ridicată, mai ales în cazul instalațiilor capsulate
unde agentul termodinamic intră în contact direct cu elementele
circuitului electric;
să nu infecteze, prin eve ntualele scăpări sau neetanșeități, mediul de
distribuție a căldurii;
să nu descompună ozonul atmosferic și nu în ultimul rând, să aibă
prețuri de cost acceptabile, mai ales pentru utilizările din instalațiile de
mare putere.
Evident, aceste condiții multiple impuse fluidelor termodinamice nu pot fi
îndeplinite simultan, de aceea se selectează cele mai importante dintre ele, funcție
de puterea și domeniul de utilizare a instalației.
Astfel pentru puteri ridicate încă, se mai utilizează amoniacul deoare ce este
un foarte bun agent termodinamic în ciuda toxicității, pericolului de explozie și
agresivității față de cupru și aliajele sale.
Pentru instalații mici și mijlocii se utilizează însă freonii (compuși
halogenați ai metanului sau etanului obținuți pri n înlocuirea unuia sau mai multor
atomi de hidrogen cu atomi de clor, fluor, brom, etc.). Aceștia însă s -au dovedit a
89 fi nocivi pentru ozonul din păturile superioare ale atmosferei, iar în prezent s -a
trecut la înlocuirea lor cu alte substanțe derivate cu grad redus de agresivitate.
Funcție de nivelul de temperaturi s -au clasificat patru domenii de
aplicabilitate ale fluidelor frigorifice:
domeniul temperaturilor coborâte ( -40C…+30C);
climatizare ( – 10C…+30C);
pompe de căldură de joasă și medie temperatură (0 C…+50C);
pompe de căldură de înaltă temperatură (+70 C…+120C).
În tabelele 10.7 si 10.8 sunt clasificate principalele fluide susceptibile de
utilizat în domeniile pompelor de căldură cu compresie mecanică de vapori.
Tabelul 10.7. F luide posibil de utilizat în domeniul pompelor de căldură de joasă temperatură
DENUMIREA FORMULA
CHIMICĂ
R 12 CCl 2F2
R 22 CHClF 2
R 40 CH 3Cl
R 114 C2Cl2F4
R 115 C2ClF 2
R 1122 C2HClF 2
R 133a C2H2ClF 3
R 134a C2H2F4
R 142b C2H3ClF 2
R 152a C2H4F2
R 161 C2H5F
R 2250a C3H4
R 2250b C3H4
R 290 C3H8
R 318 C4F8
R 600 C4H10
R 600a CH(CH 3)3
R 717 NH 3
R 12B1 CClBrF 2
R 500 R 12 / R 152a
R 502 R 22 / R 115
R 505 R 12 / R 31
R 506 R 31 / R 114
90 Tabelul 10.8. Fluidele posibil de utilizat în do meniul pompelor de c ăldură de înaltă
temperatură (+70…+120 °C)
DENUMIREA FORMULA
CHIMICĂ
R 11 CCl 3F2
R 21 CHCl 2F
R 30 CH 2Cl2
R 113 C2Cl3F3
R 114 C2Cl2F4
R 123 C2HCl 2F3
R 160 C2H5Cl
R 216 C3Cl2F6
Propyl Chloride C3H7Cl
R 600 C4H10
FC 88 C5F12
FC 72 C6F14
Benzen C6H6
Hexan C6H14
R 12B1 CClBrF 2
Etilen Beomură C2H5Br
CP 34 C4H4S
F 45, 50, 55, 60,
65, 70, 75, 80, 85,
90 CF 3CH 2OH/H 2O
(45,…% de CF 3CH 2OH)
Studiile comparative efectuate asupra fluidelor catalogate mai sus arată că
pentru pompele de căldură de t emperaturi moderate, ca și pentru climatizare, se
regăsesc freonii: R 12, R 22, R 500, R 502, NH3 și R 134a, susceptibil de a putea
fi înlocuit cu R 134a sau R 125.
De asemenea, se are în vedere încă patru fluide , R 600, R 12B1, R 133a și
R 318 care de ocamdată ridică probleme de inflamabilitate sau pentru care nu se
cunosc în detaliu caracteristicile termodinamice și comportările mecanice.
În domeniul pompelor de căldură de înaltă temperatură [10.16] se găsesc
binecunoscutele fluide R 11, R 113 și R 114 la care se adaugă R 123, FC 72 și FC
88 care nu ridică probleme deosebite și pentru care se dispune și de proprietățile
termodinamice. Alte elemente în acest domeniu ca R 600, hexanul, benzenul,
bromura de etil sau amestecurile pe bază de trifluor -etanol sunt în general toxice și
inflamabile, unele dintre ele punând și probleme de disponibilitate.
În concluzie noile fluide de înlocuire a CFC -urilor propuse pentru viitorul
apropiat, nu satisfac pe deplin condițiilor tehnico -economice dorite.
Astfel, pentr u R 22 producția pe termen lung se va reduce, dar nu se poate
elimina total deoarece se consideră încă un fluid de înlocuire (ODP = 0,04…0,06) și
va putea fi folosit pe scară largă în industrie. Freonul R 125 este foarte puțin
cunoscut, iar amoniacul (NH 3) prin reglementările în vigoare nu mai poate fi
91 utilizat în instalații pentru clădiri de locuit sau comerciale, necesitând o schimbare
de tehnologie. Freonul R 123 prin efectul narcotic pune probleme de toxicitate , iar
R 134a deja utilizat ca substituen t are și el unele probleme de miscibilitate cu
uleiurile de ungere.
Cercetările actuale de găsire de noi fluide frigorifice cum ar fi
amestecurile zeotrope sau azeotrope prezintă avantajul de a avea temperatura
schimbării de fază variabilă în funcție de c oncentrațiile constituenților. Acest lucru
conduce la creșterea eficacității schimbătoarelor de căldură și deci la creșterea
eficienței de ansamblu a instalațiilor.
10.2.5. COMPARA|IE TEHNICO -ECONOMICĂ A DIFERITELOR
MODURI DE ANTRENARE ALE UNEI POMPE DE CĂLDURĂ CU
COMPRESIE DE VAPORI INTEGRATĂ UNUI PROCES DE
ALIMENTARE CU CĂLDURĂ
Rezultatul pierderilor energetice pe ansamblu, interne și externe, ale unei
instalații de pompe de căldură, conduce la recuperarea parțială a energiei, evaluată
statistic la max 65% . Aceasta se traduce prin coeficientul de performanță real:
COP r= 0,65 COP Carnot= 0,65
v cc
T TT
(10.169)
Obiectul acestui paragraf îl constituie compararea diferitelor scheme de
pompe de căldură cu compresie mecanică de vapori din punct de vedere al
costurilor energetice de exploatare, în funcție de diverși parametri: tipul
constructiv, sistemul de operare -exploatare, prețul combustibilului și al energiei
electrice, alte date economice.
Se definește indicatorul economic Cost Energetic de Exploata re (CEE )
exprimat ca raport între costul total al energiilor consumate de pompa de căldură și
energia utilă produsă de aceasta:
ures res es s
Qp Q p ECEE
[$/MWh] (10.170)
unde: Es, Qres, Qu reprezintă energia (de calitate superioară) consumată de
compresor, căldura recupe rată de la sursa de potențial coborât (RES) și respectiv
energia utilă; pes , pres sunt prețurile de achiziție ale celor două forme de energie.
Ținând cont de expresia eficienței termice,
s uEQ COP și de
coeficientul de amplificare termic H al instalației, definit ca raport între energia
utilă și cea recuperată:
res uQQ H , expresia costului energetic de exploatare
capătă forma :
Hp
COPpCEEres es
[$/MWh] (10.171)
92 Acest indicator are o valoare limită minimă, în condițiile teoretice de
funcționare ale pompei de căldură, respectiv, pen tru COP = COP C și lipsa
pierderilor de căldură la cele două aparate din schemă, vaporizator și condensator.
Acest lucru se poate traduce analitic prin relațiile:
s T Q Qc c u ,
s T Q Qv v res
și bilanțul energetic:
s T T Ev c s ;
unde: Tc , Tv sunt temperaturile absolute de condensare și respectiv de vaporizare,
iar s este variația de entropie în cazul ciclului teoretic Carnot inversat.
Înlocuind expresiile de mai sus în formula costului energetic de exploatare
rezultă valoarea limită minimă a a cestuia:
res es
cv
es
vcres
v ccesp pTTp
TTp
T TTpCEE
min
(10.172)
Dacă se ia în considerație o valoare realist -optimistă a eficienței
termodinamice a ciclului real și care într -o evaluare acceptată este cea dată de
relația (10.169) atunci, valoarea costului energetic de exploatare devine:
eses
cv espp
TT pCEE65,0 65,0
(10.173)
Se constată că acest indicator depinde în mod esențial de prețul energiei
(superioare) de antrenare a compresorului pes precum și de înălțimea de pompare
T = Tc -Tv și este influiențat mai puțin de prețul de achiziție al energiei
recuperate, pres (care este mult inferior celui al energiei de antrenare).
De asemenea, acest coeficient este deosebit de util în alegerea unei
variante de pompă termică în raport cu altele de același tip sau cu instalațiile
clasice de alimentare cu căldură.
În cele c e urmează sunt descrise patru sisteme de pompe de căldură cu
compresie mecanică de vapori ce se disting însă prin modul de antrenare al
compresorului (deci prin energia superioară utilizată): motor electric (ME), motor
cu ardere internă (MT), turbină cu ga ze (TG), turbină cu abur (TA) de medie
presiune.
Schemele de principiu ale acestor sisteme sunt prezentate în figurile 10.43 –
10.45.
Sistemul nr.1. reprezintă sistemul clasic care constă în acționarea
compresorului cu un motor electric ce consumă energia e lectrică Wel produsă deci,
de o centrală electrică funcționând pe combustibil fosil. În consecință coeficientul
de performanță al pompei de căldură este:
elu
WQCOP1
(10.174)
93
Fig. 10.43 Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acți onată de un motor electric
(sistem nr.1)
Fig. 10.44. Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acționată de un motor
cu combustie internă sau turbină cu gaze (sistem nr.2, sistem nr. 3)
MOTOR
ELECTRIC
Mediul ambiant Sursa primară de energie
(combustibil)
C.T.E.
sau
C.E.T
Căldură de nivel
coborât
Sursă de căldură sau
R.E.S. de nivel
coborât (gratuită sau
ieftină) Utilizator
Căldură de nivel
termic ridicat
Pompă de căldură cu
compresie mecanică de
vapori Qcons
Qev Qu
Qres Wel
Pmec
Mediul ambiant Sursa primară de
energie (combustibil)
Motor cu ardere
interna sau turbina cu
gaze
Căldură de nivel
mediu
Sursă de căldură sau
R.E.S. de nivel
coborât Utilizator
Căldură de nivel
termic ridicat
Pompă de căldură cu
compresie mecanica
de vapori Qcons
Qev Qu
Qres
Pmec
Q” u
94
Fig.10.45. Pompa de căldură cu compresie mecanică de vapori acționată de o turbină cu abur
de înaltă presiune (sistem nr.4.)
În sistemele nr.2. și nr.3. energia primară (combustibil lichid sau gazos)
este utilizată direct într -un motor cu c ombustie internă sau turbină cu gaze care
antrenează prin cuplaj mecanic compresorul pompei de căldură. Eficiența
termodinamică a ciclurilor din aceste scheme, incluzând motorul termic în contur
este:
combu
QQCOP COP 3 2
(10.175)
Se vede că din acest ciclu o mare cant itate de energie reprezentată în
principal prin căldura gazelor de ardere fierbinți la ieșirea din motor este recuperată
și transferată direct utilizatorului Qev= Qu”, care de altfel, în alte aplicații ar fi
evacuată în atmosferă.
Împreună cu fluxul de căldură normal produs de pompa de căldură, Qu’
rezultă expresia eficienței:
combu u
QQ QCOP COP'' '
3 2
(10.176)
Sistemul nr.4. se aseamănă cu cel precedent cu excepția că motorul cu
combustie a fost înlocuit cu o turbină cu abur. Aburul de antrenar e al turbinei este
preluat dintr -o centrală termică ce funcționează cu combustibil clasic. Prin analogie
cu sistemele anterioare se va considera că centrala de producere a aburului TURBINA CU
ABUR
Mediul ambiant Sursa primară de
energie (combustibil)
Centrala termica cu
cazane de abur
Căldură de nivel
termic mediu
Sursă de căldură de
nivel coborât Utilizator
Căldură de nivel
termic ridicat
Pompă de căldură cu
compresie Qcons
Qev Qu’
Qres Wvap
Pmec Qu”
95 (destinată în principal consumatorilor industriali) se include în conturul de definiție
al coeficientului de performanță, rezultând:
combu
QQCOP4
(10.177)
În această schemă se poate concepe că turbina cu abur ce antrenează
compresorul pompei de căldură poate fi cu contrapresiune, iar aburul evacuat după
detentă are o temperatură suficient de apropiată de cea necesară utilizatorului de
căldură. Fluxul de căldură corespunzător este asimilat unui flux de căldură utilă
Qu”.
Dacă însă turbina este cu condensație acest flux termic dispare din efectul util al
consumatorulu i putând însă apare la sursa de căldură de nivel termic coborât.
Considerând eficiența termică a pompei de căldură după relația (10.169) și
ținând seama de principalele randamente de transformare ale energiilor pentru
fiecare schemă, cei patru coeficienți de performanță capătă următoarele forme
simplificate:
– antrenare cu motor electric:
COP 1= COP r m e = 0,65 COP Cm e
– antrenare cu motor termic:
COP 2= COP r m mot = 0,65 COP Cm mot
-antrenare cu turbină cu gaze : (10.178)
COP 3= COP r m TG = 0,65 COP Cm e
-antrenare cu turbină cu abur:
COP 4= COP r m caz TA = 0,65 COP Cm caz TA
unde: m, e, mot, TG, caz, TA reprezintă randamentele mecanic, electric, al
motoru lui, turbinei cu gaze, cazanului și respectiv a turbinei cu abur.
În cele ce urmează se analizează pe baza coeficientului de performanță
COP cele patru scheme de antrenare în diferite condiții de funcționare (variația
temperaturilor de vaporizare și de con densare), pentru o schemă de pompă de
căldură în circuit închis (operând cu fluid termodinamic și în mod independent) și
care schimbă doar căldura cu cele două surse.
Rezultatele calculelor coeficienților de performanță pentru patru
temperaturi de vaporiz are: Tv=10, 20, 30, 40 C și șase temperaturi de condensare:
Tc= 50, 60, 70, 80, 90,1 00 C, în condițiile unor randamente medii constante pentru
fiecare proces: m=0,98; e=0,99; mot=0,4; TG=0,38; caz=0,88 sunt materializate
în reprezentarea grafică din fig. 10.46 (a, b, c, d).
96
Fig.10.46. Variația coeficientului de performanță a instalației în funcție de
sistemul de antrenare al compresorului pentru diferite temperaturi la cele două surse
97 Din punct de vedere economic, aceste elemente pur tehnice, trebuiesc
cuantificate prin costul energetic de exploatare CEE , care ține cont de prețurile
medii actuale ale energiei superioare utilizate și cele ale resurselor recuperate.
În ceea ce privește prețul unității de energie termică recuperată de la sursa
cu potențial termic coborât, acesta este variabil în funcție de nivelul de temperatură
și specific fiecărui proces industrial din care provine. Se poate considera că prețul
minim este nul ( pres= 0), energia recuperată fiind deci gratuită, sau poate avea o
valoare maximă, proporțională cu conținutul său exergetic , deci:
es
vres pTTp
0 max1
[$/MWh] (10.179)
unde: T0 este temperatura absolută de referință.
În aceste condiții relația costului energetic de exploatare, devine:
ves es
TT
Hp
COPpCEE01
[$/MWh] (10.180)
Deoarece, în nici -o schemă din sistemele prezentate nu există cantități de
căldură importante evacuate în mediul ambiant, indicatorii COP și H nu sunt
independenți. Ei sunt legați pe baza bilanțului termic al instalației: Qu = Qres + Es
Înlocuind în expresia factorului de amplificare H, rezultă:
1COPCOP
E QQ
QQH
s uu
resu
(10.181)
În consecință relația 10.180 se transformă în:
veses
TT
COPpCOPpCEE0111
(10.182)
Aplicând această ultimă relație pentru cele patru scheme de antren are ale
pompei de căldură, luând în considerare:
– prețul mediu al energiei electrice: 45 $/ MWh;
– prețul pentru combustibilul lichid, utilizat în cazul motoarelor cu
combustie sau turbinelor cu gaze: 13,5 $/MWh PCI (putere calorică
inferioară);
– prețul păcu rii pentru alimentarea cazanelor de abur: 12,5 $/ MWh
PCI;
rezultată diagramele din fig.10.47 pentru pres= 0 (energie recuperată
gratuită) și fig.10.48, pentru pres= presmax (preț maxim al energiei recuperate).
98
Fig. 10.47. Variația costului energetic de exploatare specific minimal (CEE min)
funcție de sistemul de antrenare al compresorului pompei de căldură ( pres = 0)
99
Fig. 10.48. Variația costului energetic de exploatare specific maximal (CEE max)
funcție de sistemul de antrenare al compresorului po mpei de căldură ( pres = p resmax)
100 În aceste diagrame s -au trasat și dreptele reprezentând costul energetic de
exploatare corespunzător producției aceleiași cantități de căldură utilă Qu, ce s -ar
realiza într -un cazan clasic cu combustibil lichid și având un randament global de
85%. Acest lucru permite comparația între diversele variante analizate, față de
varianta clasică de producere a căldurii.
Din analiza valorilor rezultate pentru cele patru cazuri analizate se desprind
următoarele concluzii:
– din pun ct de vedere al coeficientului de performanță (COP), pompa de
căldură antrenată cu motor electric atinge valori mai ridicate de circa
2…2,5 ori față de celelalte sisteme;
– din punct de vedere al costului energetic de exploatare, în toate
variantele, pompa de căldură antrenată cu motor electric are valori mai
mari decât în cazul celor antrenate cu motor termic, cu turbină cu gaze
sau cu turbină cu abur. Diferența este mai accentuată în varianta
resursei de joasă temperatură gratuită față de cea cu preț maxi mal
(lucru ce se explică în principal prin faptul că în prețul energiei
electrice preluată din sistem sunt cuprinse practic toate cheltuielile din
lanțul de transformări, plecând de la combustibil până la obținerea
energiei electrice);
– în toate cazurile an alizate se văd diferențe relativ reduse între
variantele de antrenare cu motor termic, turbină cu gaze și tubină cu
abur, deoarece s -au luat în considerare valori medii statistice pentru
randamentele utilizate precum și pentru eficiența energetică reală a
pompei de căldură. Pentru analiza unor cazuri concrete de instalații cu
puteri termice determinate și performanțe ale utilajelor cunoscute
această ierarhizare se poate modifica.
10.2.6. APLICAȚII INDUSTRIALE ALE POMPELOR DE
CĂLDURĂ
Procesele industriale, de unde rezultă majoritatea deșeurilor termice (r.e.s.
de joasă temperatură) precum și cele de alimentare cu căldură de nivel termic
coborât (încălzire, apă caldă menajeră sau industrială) coexistă și se pretează în
mod remarcabil la utilizarea pompelor termice î n locul surselor existente, ce
folosesc combustibili fosili [10.11].
Economia de energie care poate decurge din aceste substituții intervine într -o
manieră esențială, nu numai în economia întreprinderii ci și în restructurarea
energetică națională și cu ef ecte pozitive asupra mediului ambiant. Instalațiile de
pompe termice industriale, cu compresie mecanică de vapori, unde nivelul termic
al consumatorului de căldură este moderat (50…80 C) pot atinge valori ridicate ale
eficienței reale, ceea ce conduce la randamente energetice comparabile cu
instalațiile clasice de producere a energiei electrice.
Pompele de căldură pot fi utilizate într -un mare număr de aplicații
industriale unde fluxuri mari termice sunt evecuate în atmosferă și unde căldura de
potențial mediu este absolut necesară. Astfel de exemple se găsesc adesea în
101 procese de uscare, fierbere, coacere, vaporizare, distilare, spălare, din industriile
alimentară, ușoară, chimică, medicamentelor, etc.
În figura 10.49 este ilustrată o aplicație ge nerală pentru o configurație
clasică (a) și pentru una cu recuperare cu pompă de căldură (b).
Fig. 10.49. Circuitul fluxurilor de energie în procesele industriale:
(a) fără recuperare r.e.s.; (b) cu recuperarea r.e.s. prin pompa de căldură
O utilizare concretă a recuperării căldurii cu pompe termice o reprezintă
elaborarea unui produs dintr -un proces industrial, ce poate juca el însuși rolul
sursei de căldură de nivel coborât, ca în cazul coloanelor de distilare fracți onată.
Aici produsul separat sub formă de vapori (sursa de nivel termic coborât),
condensează și cedează căldura latentă vaporizatorului pompei de căldură, care la
rândul ei produce energie termică de potențial mai ridicat, necesară vaporizării în
coloană (fig. 10.50.).
Pompele de căldură pot fi utilizate de asemenea și în scheme de preluare a
căldurii unor surse neconvenționale și furnizarea ei către acumulatoarele de căldură
ce nu fac parte dintr -un proces industrial. Astfel, se poate utiliza că ldura sensibilă
a aerului atmosferic, apelor de suprafață sau subterane sau energia solară în pompa
de căldură, ce pot produce căldură de potențial mai ridicat.
PROCES
INDUSTRIAL CAZAN sau
CUPTOR Abur, apă
caldă
aer cald COMBUSTIBIL
Apă, ae r
Apă caldă, abur –
uzat
aer cald – uzat Mediul
ambian
t
PROCES
INDUSTRIAL
POMPA
DE
CĂLDURĂ Abur, apă
caldă
aer cald ENERGIE EXTERNA
Apă,
aer
Apă caldă, abur –
uzat
aer cald – uzat Apă caldă, aer
mediul
ambiant a) utilizare convențională
b) utilizare prin recuperare cu pompe de căldură
102
Fig.10.50. Utilizarea pompelor de căldură în procesele de distilare fracționată
De asemenea procesele industriale de uscare a diferitelor produse prin
convecție cu aer cald, se pot asocia cu succes cu pompe de căldură, în vederea
reducerii considerabile a energiei necesare uscării și care altfel ar fi preluată din
exteri or. Totalitatea energiei furnizată sub formă de căldură sensibilă aerului
atmosferic preîncălzit, se regăsește sub formă de căldură latentă a vaporilor de apă
din aerul umed uzat extras.
În aceste condiții este judicioasă amplasarea unei pompe termice care
folosește aerul evacuat drept sursa caldă, pentru furnizarea energiei necesare
aerului proaspăt care asigură uscarea. În fig.10.51 este prezentată schematizat
asocierea pompei de căldură cu sistemul de uscare.
Pompa de căldură are rolul principal de dezum idificare a aerului uzat,
proces ce are loc în zona vaporizatorului, precum și de preîncălzire al aerului astfel
uscat la condensatorul și subrăcitorul instalației. În cursul ciclului aerul mai
traversează zona camerei de uscare unde este depozitat materia lul supus uscării și
un ventilator care asigură circulația acestuia prin întreaga instalație. Transformările
suferite de aer în cursul uscării și prezentate în diagrama Mollier din fig.10.52. sunt
următoarele:
– preîncălzirea în condensatorul pompei de căldu ră (AB), la conținut de
umiditate constant (xA= x B);
– procesul de preluare a umidității din materialul supus uscării (BC),
teoretic la entalpie constantă ( IB= I C);
– procesul de răcire sub punctul de rouă (CDA) însoțit de condensarea
vaporilor de apă (uscarea aerului), în vaporizatorul pompei de căldură.
Aici căldura latentă de condensare a vaporilor de apă este utilizată POMPA
DE
CĂLDURĂ COLOANA DE
DISTILARE
PRODUS
CONDENSAT ENERGIE
EXTERNĂ
PRODUS
SECUNDAR Agent
termic
de
incalzire PRODUS
BRUT
103 pentru vaporizarea fluidului termodinamic și astfel, continuarea
ciclului invers al pompei de căldură;
– reluarea circuitului aerului uscat cu ajutorul unui ventilator de
recirculare.
Fig.10.51. Schema de principiu a asocierii pompei de căldură
cu o instalație de uscare
Fig.10.52. Ciclul aerului într -o instalație de uscare cu pompă de căldură
Produs supus
uscării K V
L
Ventilator Condensator
Vaporizator
Condens
at Aer
umed Aer
cald
~
I [kJ/kg]
A C B
D
x [kg/kg] xA=xB xC=xD =100% vaporizator condensator uscător
I = ct
104 O ast fel de instalație se utilizează de obicei pentru uscarea materialelor
curate, altfel în timpul circulației aerului prin instalație există riscul ca acesta să
transporte particule solide sau diverse substanțe chimice agresive și care pot crea
depuneri sau chiar colmatarea vaporizatorului în procesul condensării vaporilor. De
asemenea, în cazurile în care este necesar a se lucra cu debite de aer proaspăt,
pentru prevenirea dezvoltării de bacterii, sau pentru uscarea de produse biologice,
este indispensabilă plasarea unui schimbător de căldură intermediar, între aerul
proaspăt și cel uzat, înainte de trecerea prin vaporizator (fig.10.53).
Fig.10.53. Cuplajul pompei de căldură – uscător cu schimbător
de căldură intermediar
Astfel de pompe de c ăldură se pot cupla cu instalațiile de uscare tunel,
având avantajul funcționării continue și că energia furnizată la acest tip de uscător
nu variază în timp, deoarece cantitatea de apă evaporată pe ansamblu rămâne
constantă (dacă nu se modifică caracteris ticile produselor la intrarea în uscător). În
consecință pompa de căldură va putea funcționa în permanență în regim nominal și
deci la eficiența maximă.
În industria agro -alimentară se întâlnesc adesea mari unități de uscare în
regim discontinuu care pot utiliza pompele de căldură la fabricarea malțului,
uscarea cerealelor, pasteurizarea laptelui, etc. Utilizarea pompelor de căldură
ameliorează de exemplu, calitatea produselor supuse uscării prin posibilitatea
reglării mult mai fine a temperaturii de uscar e, și oferă un câștig energetic mult mai
important. În acest caz pompa de căldură este considerată ca și utilaj de producție,
nu numai ca un simplu furnizor de energie termică. De asemenea, industria textilă
beneficiază de mari cantități de că1dură sub fo rmă de apă caldă uzată (flote), care
nu mai pot fi utilizate prin transfer direct de căldură. Aceste cantități de ape
reziduale constituie practic surse gratuite pentru vaporizatoarele pompelor termice,
care astfel le poate ridica nivelul de temperatură. Combinate cu acumulatoare sub
formă de apă fierbinte, aceste instalații pot alimenta cu căldură și alte procese
tehnologice sau pot fi utilizate pentru încălzirea încăperilor, prepararea apei calde
de consum, etc. USCĂTOR SCHIMBĂTOR
DE CĂLDURĂ
INTERMEDIAR Condensator
subrăcitor
Aer proaspăt
Aer uzat
Vaporizator
K VL
105 O altă aplicație interesantă o constitui e utilizarea pompelor de căldură
reversibile, ce face apel la nevoi de căldură și de frig la momente diferite
(elaborarea și tratarea vinurilor, instalații de climatizare, etc.).
Astfel de instalații utilizează un ventil cu patru căi, necesar schimbării
sensului de circulație a agentului termodinamic (transformarea vaporizatorului în
condensator și invers.). În fig.10.54. este prezentată simplificat o pompă de căldură
reversibilă cu aplicație la industria prelucrării vinului.
Fig.10.54. Pompă de căldură reversibilă (aplicație la tratarea vinului)
K
Vană cu 4 căi
Condensator Vaporizator
VL Intrare
must sau
vin
Ieșire
must sau
vin
K
Vană cu 4 căi
Vaporizator Condensator
VL Intrare
must sau
vin
Ieșire
must sau
vin b) utilizare p entru producția de căldură
106
Bibliografie
[10.1] Alefeld, G., Radermacher, R. Heat Conversion Systems . CRC Press Inc.,
Boca Raton, Florida, 1994.
[10.2] Brodianschii, V. M. Exergheticeschii metod termodinamicescovo .
Energhia . Moskva, 1973.
[10.3] Carabogdan, I., Gh., Badea, A., Ionescu, L., Leca, A., Ghia, V., Nistor, I.,
Cserveny, I. Instalații termice industriale . Editura Tehnică, București,
1978.
[10.4] Cavallini A. Workings fluids for mechanical refrigeration . 19th
Internatio nal Congress of Refrigeration, Proc. IVa, La Haye, Pays Bas,
1995a, p 25 -42.
[10.5] Chiriac, F., Bivol, G., Hera, D. Instalații frigorifice . Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1975.
[10.6] Ciucașu, C. Système à absorption à triple -effet pour la climatisation . Thèse
de doctorat, Ecole Nationale Supérieure des Mines de Paris, Centre
d’Energétique, Paris, 1998.
[10.7] Ciumaca, I. G. ș.a. Holodilnâe ustanovki, Argopromizdat . Moskva, 1991.
[10.8] Maake, W., Eckert, H. -J., Cauchepin, J -L. Le Pohlmann. Manuel technique
du froid . Deu xième édition. Thome 1. PYC Edition, Paris, 1993.
[10.9] Martînovskii, V. S. Analiz deistvitelinnîh termodinamiceschih țiclov.
Energhia . Moskva, 1972.
[10.10] Nerescu I., Radcenco, V. Analiza exergetică a proceselor termice . Ed.
TehnicA, București, 1970.
[10.11] Popa, B., ș.a. Manualul inginerului termoenergetician . Vol. 1, 3. București,
Editura Tehnică, 1961.
[10.12] Radcenco, V., Florescu, Al., ș.a. Instalații de pompe de căldură. Editura
Tehnică, București, 1985.
[10.13] Rapin, P. J., Jacquard, P. Installations frigorifiques. Tome 2. PYC Edit ion,
Paris, 1992.
[10.14] Stamatescu, C. Tehnica frigului. Vol. I, Editura Tehnică, București, 1972.
[10.15] Steimle F. Tendencies in CFC – development . Proc. Int. Conf. “CFCs, The
day after”, Padova, Italie, 1994, p 3 -19.
[10.16] Westwater, J., V., Zinn, J., C., Brodbeck, K., J. Correlation of Pool Boiling
Curves for the Homologous Group – Freons (traducere). Sovremennoe
mașinostroenie , martie 1990.
[10.17] Yuan, Q., Blaise, J. Missirian, C. Contribution à l’étude théorétique et
expérimentale et a la modélisation d’une pompe à chaleur en cascade à
très haute température . Electricité de Franc. Mars 1980.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Eit Capitolul 10 [625478] (ID: 625478)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.