Autovehicule Necesare la Proiectarea Instalatiilor Speciale
CAPITOLUL I
ANALIZA UNOR MODELE SIMILARE DE AUTOCAMIOANE ȘI STABILIREA TIPULUI DE AUTOCAMION CORESPUNZATOR CERINȚELOR TEMEI DE PROIECT
. Alegerea modelelor similare de autocamioane
În scopul efectuării proiectării instalației frigorifice, mai întâi trebuie să se stabilească tipul de autovehicul pe care se va monta această instalație, pornind de la parametrii inițiali impuși prin tema de proiect.
Având în vedere că prin temă sunt dați următorii parametrii:
caroseria autocamionului – tip furgon ;
volumul util al caroseriei, Vu= 30 m³;
viteza maximă, la deplasarea autocamionului in palier, Vmax ≤ 100 km/h;
formula roților 4×2;
pentru alegerea unor modele similare se vor considera drept parametrii principali următorii:
caroseria tip furgon;
volumul util;
formula roților;
În literatura de specialitate ( cataloage, prospecte, fișe tehnice, etc.) prezentarea caracteristicilor tehnice ale autovehiculelor utilitare se face, in general, pornind de la capacitatea maximă de încărcare (sarcina utilă). De aceea, pentru alegerea unor modele similare de autocamioane cu cel impus prin temă, trebuie mai întâi să se evalueze ce sarcină utilă reprezintă volumul furgonului impus. Pentru aceasta, se pornește de la modelul autohton fabricat la S.C. Automecanica SA Mediaș, si anume autocamionul furgon frigorific tip „10 FFP2”[6], care are un volum util de 30 m³ și sarcina utilă de 7800 kg.
Pornind de la această echivalență, din lucrările [5], [6] si [7] se aleg următoarele modele similare:
1. AUTOCAMION FURGON FRIGORIFIC PE AUTOȘASIU R 10.215 F – TIP 10 FFP 2
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7800 [kg];
Formula roților : 4×2;
AUTOCAMION MAN 14 225 LRC
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 8000 [kg];
Formula roților : 4×2;
AUTOCAMION MACKFREEDOM E3-210
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7540 [kg];
Formula roților : 4×2;
AUTOCAMION IVECO ML 120 E18
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7810 [kg];
Formula roților 4×2;
AUTOCAMION MERCEDES – BENZ ATEGO 1228 L
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7540 [kg];
Formula roților 4×2;
AUTOCAMION SCANIA P94GB
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 8000 [kg];
Formula roților : 4×2;
AUTOCAMION VOLVO FL 612 – 210
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7850 [kg];
Formula roților 4×2;
8. AUTOCAMION RENAULT M 25012 C
Caroseria autovehiculului : furgon;
Masa utilă maximă constructivă : 7698 [kg];
Formula roților : 4×2;
Ca modele similare s-au ales și două autoșasiuri. Pentru stabilirea capacității portante a unui autoșasiu carosat cu un furgon de 30cm³, s-a luat drept model de referință autoșasiul care se află la baza modelului de fabricație românească modelul (1). Acest autocamion are masa proprie de 5750 kg, iar masa totală rulantă de aproximativ 16000 kg. Cu aceste date rezultă capacitatea maximă de încărcare a autoșasiului, (masa proprie furgon și încărcătura din furgon) .
(mu)autoșasiu = 16 000 – 5 750 = 10 250 [kg]
Cu această valoare de referință au mai fost alese și următoarele autoșasiuri:
9. AUTOȘASIU ROMAN 16 215 F
Sarcina utilă maximă : 7670 [kg] ( după carosare );
Portanța autoșasiului : 10170 [kg];
Formula roților 4×2;
AUTOȘASIU STEYR 18 S 26 / P49
Sarcina utilă maximă : 8180 [kg] ( după carosare );
Portanța autoșasiului : 10380 [kg];
Formula roților 4×2;
1.2. Analiza particularităților constructive ale modelelor alese
• Cabina :
Corespunzător modelelor alese, în ceea ce privește particularitățile cabinei, putem distinge două categorii: cabină metalică și cabină din aluminiu. Prin utilizarea cabinelor de aluminiu se urmărește să se realizeze o scădere a greutății cabinei, în favoarea creșterii sarcinii utile.
În ultimii ani tendința constructorilor de autovehicule a fost aceea de a asigura un confort sporit pentru șofer și pasager, precum și o creștere a siguranței acestora in timpul deplasării. Referitor la interiorul cabinei, dotările standard ( scaun reglabil pentru șofer, respectiv pasager, tetiere, centuri de siguranță, sistem de climatizare, umeraș pentru haine, buzunare laterale pentru fiecare ușă ș.a.) sunt prezente la toate modelele. Există însă și modele ce prezintă dotări mai performante corespunzător pentru interiorul cabinei: calculator electronic pentru bord, tip V-MAC, model (3) , trapă în tavanul cabinei comandată electric, model (6), scaune reglabile cu acționare electrică, model (4), (5), (7), (8). Prin utilizarea calculatoarelor de bord, constructorii de autovehicule au venit în întâmpinarea eventualelor probleme ce pot apărea în funcționare, deoarece aceste calculatoare furnizează informații privind starea subansamblelor principale ale autovehiculului, precum și date referitoare la funcționarea motorului.
Referitor la exteriorul pe lângă dotările de bază ( oglinzi laterale reglabile ), un aspect important îl reprezintă posibilitatea înclinării cabinei sub diverse unghiuri: 55° model (5), 60° – cu mecanism de blocare automat a poziției cabinei, model (2).
• Motor :
Modelele analizate sunt echipate cu motoare Diesel ce folosesc drept combustibil motorina. Avem trei tipuri de motoare :
motoare de tip EURO 2 ( model 6 );
motoare de tip EURO 3 ( model 2, 4 );
motoare de tip EURO 1 ( model 7 );
Amplasarea motoarelor, pentru majoritatea modelelor (5), (7), (8), este cea în partea din față, longitudinal. Practic se utilizează soluția totul față: motor dispus în față, urmat de transmisie . Modelele analizate au motoarele amplasate în fața axei punții față.
• Instalația de frânare :
Autocamioanele mai noi sunt echipate cu sisteme ABS ( Anti-Lock Brake System ), model (4), (7), (8) sau cu sistem de frânare tip EBS, model (3). Prezența acestor sisteme constituie un avantaj important pentru aceste modele, comparativ cu cele care nu au acest sistem.
Pentru majoritatea modelelor avem că pe față se utilizează discuri ventilate de diverse diametre, 380 mm → model (2), iar pe puntea spate avem frână cu tambur. O altă particularitate corespunzătoare pentru sistemul de frânare este aceea că frâna de serviciu prezintă o acționare pneumatică pe toate roțile, iar frâna de ajutor acționează numai pe roțile punții spate, model (2), (4), (5), (8).
• Ambreiajul :
În prezent o utilizare largă o au ambreiajele hidraulice, model (3) monodisc sau ambreiaje monodisc din azbest cu control hidropneumatic, model (2), (5). În ultimii ani constructorii au căutat să obțină o îmbunătățire a performanțelor ambreiajelor, încercând să evite eventualele probleme tehnice (patinarea ambreiajului datorită ruperii arcurilor de presiune, pătrunderea unui lubrifiant la garnitura de fricțiune) prin utilizarea unor componente mai performante. Aceasta se impune datorită faptului că elementele ambreiajului sunt intens solicitate atât termic cât și mecanic; în timpul cuplărilor și decuplărilor repetate apare o puternică încălzire a discurilor ( 120˚C ÷ 150º C ) astfel încât are loc degradarea materialelor de fricțiune, deformarea plăcilor de presiune, se pierd proprietățile elastice ale arcurilor de presiune.
• Sistemul de alimentare :
La majoritatea modelelor alese rezervorul de combustibil este dreptunghiular, iar capacitatea acestuia variază în jurul valorii de 200 l, model (2), (7), (5).
O particularitate a sistemelor de alimentare corespunzătoare motoarelor Diesel ce echipează aceste modele este aceea că pompa de amorsare a sistemului este cea care umple cu motorină pompa de injecție înainte de pornirea motorului.
În general se utilizează pompe de injecție performante, cu control electronic ( EDC ) model (2), (4), pompe realizate de producători recunoscuți: Bosch, model (7), Mercedes-Benz, model (5). După o funcționare îndelungată poate avea loc îmbâcsirea filtrului de aer, ceea ce determină o creștere a consumului de combustibil, lucru ce trebuie evitat.
• Instalația electrică :
Corespunzător instalației electrice, pentru modelele analizate, alimentarea se realizează prin intermediul bateriei de acumulatoare, ce poate fi utilizată pentru o alimentare de 12 V , model (3) sau 2 x 12 V / 88 Ah, model (2), (4), (7). Un aspect important corespunzător pentru bateria de acumulatoare este acela că nivelul electrolitului în baterie trebuie să fie de 10 – 15 mm deasupra plăcilor . Un avantaj al alternatoarelor prezente pe modelele mai performante este acela că în componența lor este prezent un regulator de tensiune electronic.
Calculatoarele de bord mai performante au posibilitatea de a avertiza conducătorul auto atunci când intensitatea luminii scade odată cu variația turației motorului, datorită faptului că bateria de acumulatoare este descărcată sau sulfatată.
• Anvelope :
Pentru majoritatea modelelor analizate se utilizează anvelope radiale, de diverse dimensiuni: 265 / 70 R, model (4), (5), (8) sau 285 / 70 R , model (2); se preferă utilizarea anvelopelor radiale ca urmare a avantajelor importante ale acestora: o rezistență mai mare la deviere astfel încât avem un răspuns mai rapid la comenzile volanului, o durabilitate mai mare. O altă particularitate foarte importantă a acestor anvelope este elasticitatea mai pronunțată și astfel confortul sporit la deplasări pe distanțe mari.
Analiza parametrilor dimensionali
În cadrul analizei parametrilor dimensionali, vor fi analizați următorii parametrii dimensionali exteriori:
Dimensiuni de gabarit: lungimea totală (La), lățimea totală (la) și înălțimea totală (Ha);
Dimensiuni care reflectă organizarea autovehiculului: ampatamentul (L), ecartamentul roților față / spate (E1/E2), consola față (C1) și consola spate (C2);
Dimensiuni care reflectă capacitatea de trecere a autocamionului : garda la sol( h ).
În analiza parametrilor dimensionali, corespunzător pentru cele trei grupe de dimensiuni, se pot face următoarele precizări : lungimea maximă a autovehiculului (La) variază într-un interval relativ larg, cuprins între 7050 mm și 12123 mm. Se observă că valorile acestui parametru dimensional au o tendință de creștere. Toate valorile intermediare sunt orientate către valoarea maximă a parametrului (La). Diferențele relativ mari de lungime dintre modele, model (2), (6), (8) scot încă o dată în evidență destinația acestor autovehicule și anume transportul de diverse bunuri. Lățimea (la) variază în jurul valorii de 2450 ÷ 2500 mm; intervalul de variație este cuprins între valoarea minimă 2280 mm, model (8) și cea maximă de 2845 mm , model (9).
În ceea ce privește valorile corespunzătoare pentru înălțimea maximă a autovehiculului (Ha), se constată că valoarea medie este de 2500 mm , iar intervalul de variație este cuprins între 2400 mm și 2888 mm . Această variație a înălțimii poate fi justificată prin larga utilizare a acestor modele de autovehicule.
În categoria dimensiunilor de organizare un prim parametru dimensional este ampatamentul, (L).
Valoarea minimă pentru acesta este 3500 mm, iar cea maximă este de 6500 mm. Și în acest caz se constată o tendință de creștere a valorilor, de la un model la altul acestea fiind orientate spre valoarea maximă corespunzătoare modelului (8).
Dimensiunile corespunzătoare pentru ecartamentul față variază în jurul valorii de 1900 mm, capetele intervalului fiind reprezentate de valoarea minimă de 1896 mm, model (8), respectiv cea maximă de 1975 mm, model (5). Pentru ecartamentul spate valorile sunt mai reduse, acestea variind între 1720 mm, model (2) și 1835 mm, model (5).
Referitor la valorile pentru consola față (C1), putemare un prim parametru dimensional este ampatamentul, (L).
Valoarea minimă pentru acesta este 3500 mm, iar cea maximă este de 6500 mm. Și în acest caz se constată o tendință de creștere a valorilor, de la un model la altul acestea fiind orientate spre valoarea maximă corespunzătoare modelului (8).
Dimensiunile corespunzătoare pentru ecartamentul față variază în jurul valorii de 1900 mm, capetele intervalului fiind reprezentate de valoarea minimă de 1896 mm, model (8), respectiv cea maximă de 1975 mm, model (5). Pentru ecartamentul spate valorile sunt mai reduse, acestea variind între 1720 mm, model (2) și 1835 mm, model (5).
Referitor la valorile pentru consola față (C1), putem spune că avem un interval de variație relativ mic, cuprins între 1225 mm, model (2) și 1440 mm, model (5). Se observă că valorile sunt distribuite către limita superioară a intervalului de variație. Pentru consola spate, (C2) avem valori cuprinse între valoarea minimă de 2150 mm și valoarea maximă egală cu 4225 mm, model (8).
Parametrul dimensional corespunzător pentru capacitatea de trecere este garda la sol, ( h ). Nu se poate face o apreciere foarte calitativă a variației acestui parametru ca urmare a numărului mic de valori de la modelele similare considerate. Valoarea minimă a intervalului de variație este cea de 184 mm, model (5), iar cea maximă corespunde modelului (9) și este de 330 mm.
Valorile acestor parametrii , pentru modele similare alese, sunt centralizate în tabelul 1.1
Tab. 1.1. Parametrii dimensionali ai modelelor similare alese, [5], [6], [7]
Analiza parametrilor masici
În acest paragraf se analizează următorii parametrii masici:
Masa utilă nominală ( mun ), care reprezintă capacitatea maximă de încărcare a furgonului montat pe autoșasiu;
Masa proprie ( mo ), care reprezintă masa autoșasiului carosat cu furgon;
Masa totală maximă constructivă ( man ), care reprezintă suma primelor două mase menționate mai sus :
man = mo + mun ( 1.1 )
Repartiția statică a masei totale pe cele două punți ale autocamionului ( m1 și m2 );
Masa raportată, care în cazul autovehiculelor care transportă marfă , se determină cu relația :
ηu = mo ∕ mun ( 1.2 )
și poartă denumirea de coeficientul sarcinii utile (coeficient de tară).
Valorile centralizate pentru acești parametrii masici, sunt trecute în tabelul 1.2.
Un prim parametru masic analizat este masa utilă maximă constructivă, ( mun ). Intervalul de variație este cuprins între valoarea minimă de 7540 kg, model (5) și cea maximă egală cu 8180 kg, model (10). Corespunzător pentru masa proprie a autovehiculului, ( mo ), se constată că avem o tendință de creștere a valorilor către valoarea superioară. Intervalul de variație este cuprins între valoarea minimă de 4000 kg model (2), (6) și valoarea maximă de 8180 kg, model (10).
Masa totală a autovehiculului variază în limite destul de largi, valoarea minimă fiind de 11820 kg model (3), iar cea maximă fiind egală cu 16000 kg, model (9). Încărcarea pe puntea față se caracterizează prin faptul că valorile pentru acest parametru sunt uniform distribuite pe intervalul de variație. Valoarea minimă este de 3853 kg, model (3), iar valoarea maximă este de 6080 kg, model (9).
Tab. 1.2. – Parametrii masici ai modelelor similare alese, [5], [6], [7].
La încărcarea pe puntea spate valorile sunt mai mari și se observă o tendință de creștere către valoarea superioară a intervalului. Intervalul este cuprins între 7800 kg, model (7) și 9920 kg model (9). Corespunzător pentru repartizarea procentuală a maselor pe cele două punți se observă că valorile atât pentru puntea față cât și pentru puntea spate, sunt orientate către limita superioară a intervalului de variație.
Pentru autovehiculele utilitare se folosește și un parametru specific, denumit coeficientul sarcinii utile (coeficient de tară). Din valorile centralizate în tabelul 1.2., rezultă că majoritatea modelelor similare alese au acest parametru situat în jurul valorii de : ηu = 0,5 ÷ 0,6.
1.5. Analiza parametrilor energetici
Parametrii energetici analizați sunt: cilindreea motorului (Vh), raportul de comprimare (ε), puterea maximă a motorului (Pmax) și turația corespunzătoare (np), momentul maxim al motorului (Mmax) și turația corespunzătoare (nm). La acești parametrii, se adaugă și un parametru raportat, denumit ”putere specifică” (Psp), definit de relația:
Psp = Pmax ∕ ma [kW ∕ t] ( 1.3.)
Valorile acestor parametrii sunt centralizate in tabelul 1.3.
Pentru analiza parametrilor energetici, referitor la numărul de cilindrii, în general avem că modelele analizate sunt echipate cu motoare având șase cilindrii, model (2), (4), (5). Amplasarea cilindrilor pentru aceste modele este una în linie.
În ceea ce privește capacitatea cilindrică avem că intervalul de variație este delimitat de valoarea minimă de 5480 cm³, model (7), respectiv de cea maximă egală cu 10344 cm³, model (1), (2), (9).
Valorile pentru raportul de comprimare, variază în jurul raportului 18:1, model (1), (2), (8), și se poate observa că ele sunt uniform distribuite pe intervalul de variație. Intervalul de variație corespunzător pentru puterea maximă este cuprins între valoarea minimă de 154 kW, model (3), (7) și valoarea maximă egală cu 205 kW, model (5). Se observă că intervalul de variație are valori cuprinse în limite destul de restrânse. Corespunzător pentru momentul maxim/minim, se observă o creștere a valorilor către limita superioară a intervalului de variație. Valoarea minimă a intervalului este de 700 N · m / 1200 ÷ 1300 rpm, model (3), (5), (10) la o turație redusă, iar cea maximă este de 1100 N · m / 1300 rpm. Se observă totodată prezența unui cuplu maxim redus ca valoare, model (4), dar la o turație destul de ridicată egală cu 1400 rpm.
Foaie goala, a se trage asa cum este
A nu se sterge !
Stabilirea tipului de autocamion pe care se va monta instalația frigorifică proiectată
În stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta, un prim pas îl reprezintă alegerea soluției de organizare generală a autovehiculului respectiv. În cazul autocamioanelor se consideră în general soluția clasică de organizare generală și anume: motorul în față, transmisie longitudinală, roțile motoare sunt în spate. Totodată se consideră soluția cu cabina avansată, cabina aflându-se peste motor.
Corespunzător pentru cabina autovehiculului, se consideră o cabină din oțel cu posibilitatea de înclinare sub un anumit unghi și cu un mecanism de blocare automat a cabinei atunci când se află într-o astfel de poziție. Se urmărește obținerea unui confort sporit pentru conducător și pasager și totodată se adoptă o serie de măsuri pentru asigurarea siguranței acestora ( air – bag, semnale sonore pentru închiderea ușilor cabinei, pentru punerea centurilor de siguranță ) și nu în ultimul rând se utilizează o serie de calculatoare electronice de bord care pot furniza informații prețioase referitoare la starea de funcționare a autovehiculului respectiv.
Fig. 1.1 Forma constructivă a autovehiculului pe care se va monta instalația frigorifică proiectată
CAPITOLUL II
DETERMINAREA MĂRIMILOR CARACTERISTICE ALE AUTOVEHICULULUI CARE SUNT NECESARE LA PROIECTAREA INSTALAȚIEI SPECIALE
. Determinarea principalilor parametrii exteriori
În scopul stabilirii dimensiunilor exterioare principale ale autocamionului impus prin temă, se utilizează algoritmul de calcul conform lucrării [2], care presupune parcurgerea următoarelor etape:
Determinarea valorii medii a parametrilor respectivi;
= (2.1)
unde: – valoarea parametrului respectiv la modelul ( j ) din tabelul (1.1);
Nms – numărul total de modele similare la care se cunoaște valoarea parametrului ( j );
Parametrii care se pot predetermina cu metoda prelucrării statice a datelor de la modelele similare sunt :
dimensiunile de gabarit: lungimea (La), lățimea (la) și înălțimea (Ha);
dimensiunile de organizare: ampatamentul (L), ecartament față, spate(E1, E2);
parametrii referitori la capacitatea de trecere: garda la sol (h), consola față(C1) și consola spate(C2);
Deoarece metodologia de predeterminare este identică pentru toți ceilalți parametrii obținuți, datele se centralizează într-un tabel.
Pe baza datelor cunoscute și anume valorile lungimii totale (La), pentru toate modelele similare se calculează media aritmetică a acestora () cu relația:
=,
unde:
Laj – lungimea totală a modelului j;
Nms – numărul de modele similare;
Introducând valorile (La) se obține:
=
Rezultă: = 9074 mm.
Determinarea abaterii medii pătratice;
Se calculează abaterea medie pătratică empirică cu formula:
S x = (2.2)
Pentru cazul numeric de exemplificat:
SL =
Rezultă:
SL =
SL = 1612,2 mm
Stabilirea intervalului de variație;
= ± t(P; k ) (2.3)
unde: t(P; k) este un parametru ales tabelar, funcție de gradul de probabilitate adoptat (P)
și de numărul gradelor de libertate avute la dispoziție.
P = 0,98
k = Nms-1 (2.4)
Alegerea valorilor parametrului t, se face tabelul (IV), lucrarea [8].
k = Nms-1= 8
t(P; k) = t(0,98 ;8)= 2,896
Se obține intervalul de încredere ILa pentru lungimea totală:
ILa = [7044,3 ; 10703,6]
4). Alegerea valorii parametrului respectiv din intervalul de variație rezultat:
x ales Є Ix (2.5)
Tab. 2.1. – Parametrii dimensionali adoptați pentru autovehiculul de proiectat, în [mm]
În ceea ce privește lungimea totală a autocamionului, s-a ales o valoare către limita inferioară a intervalului rezultat, având în vedere dimensiunile acestui parametru la modelele similare de fabricație românească.
( La )ales = 8170 mm
Lățimea totală a autocamionului are o valoare apropiată de cea medie rezultată de la modelele similare analizate, având în vedere faptul că intervalul de variație al acestui parametru este restrâns.
( la )ales= 2350 mm
Înălțimea totală adoptată are o valoare superioară intervalului de încredere rezultat de la modelele similare deoarece autocamionul furgon impus prin temă va fi echipat cu instalație frigorifică, care necesită o înălțime mai mare decât cea a cabinei, înălțime suplimentară necesară amplasării grupului motor-condensator, amplasat deasupra cabinei.
( Ha )ales= 3500 mm
Ampatamentul autocamionului are, ca și lungimea totală, o valoare spre limita inferioară a intervalului rezultat, având în vedere faptul că această dimensiune are implicații directe asupra volumului util al furgonului și deci asupra valorii sarcinii utile transportate. De aceea, prin mărirea înălțimii totale a autocamionului și implicit a înălțimii furgonului, se poate reduce valoarea lungimii sale totale, păstrând valoarea volumului util la cea impusă prin temă.
( L )ales = 4500 mm
Ecartamentele față și spate au fost adoptate în jurul valorii medii de la modelele similare, din aceleași considerente menționate la justificarea alegerii lățimii totale a autocamionului .
( E1/E2 )ales = 1970/1700 mm
Consola față adoptată are o valoare legată de cea a motorului dispus longitudinal, precum și de dimensiunile postului de conducere și a cabinei.
( C1 )ales = 1460 mm
Consola spate are o valoare rezultată din relația :
( C2 )ales = La – ( C1+L )= 8170 – (1460+4500) = 2210 mm
Garda la sol adoptată are o valoare asemănătoare cu cea întâlnită la modelele de fabricație românească.
( h )ales = 330 mm
Determinarea principalelor caracteristici masice
Determinarea principalilor parametrii masici ai autovehiculului (masa proprie mo, și masa totală maximă constructivă mu) se face pe baza stabilirii inițiale a valorii masei raportate (ηu sau moe). Pentru aceasta, pornind de la valorile stabilite la modelele similare alese, și parcurgând etapele menționate în paragraful 2.1, rezultă intervalul de încredere pentru acest parametru.
1) =
= 0,68
2) Sηu =
Sηu = 0,23
3) P = 0,98
k = 9 t = 2,821
I ηu= [ 0,48 ; 0,89 ]
Pentru alegerea valorii acestui parametru trebuie să se țină cont de faptul că la masa proprie a autocamionului furgon se adaugă și masa instalației frigorifice și de aceea valoarea adoptată trebuie să fie situată la limita superioară a intervalului rezultat.
(ηu)ales = 0,90
În paragraful 1.1 s-a menționat faptul că prin temă nu s-a impus parametrul mu, (masa utilă nominală), de aceea, pentru orientare, s-a ales drept referință valoarea masei utile de la modelul 1. În acest sens, pentru autocamionul furgon impus prin temă se va adopta această valoare, având în vedere și faptul că modelul 1 este un autocamion frigorific cu același volum util ca cel impus prin temă:
(mu)ales = 7800 [kg]
Rezultă acum valoarea masei proprii a autocamionului :
mo = ηu · mun= 0,90 · 7800 = 7020 [kg]
Deci masa totală maximă constructivă a autocamionului va fi
ma = mo+mun=7020 + 7800=14820[kg]
Stabilirea organizării generale și determinarea dimensiunilor spațiului util
În scopul stabilirii organizării generale a autocamionului se vor determina, în prealabil, caracteristicile dimensionale și masice ale principalelor subansamble care intră în componența autovehiculului. În tabelul 2.2, sunt centralizate dimensiunile și masele acestor subansamble, valori care au fost determinate, fie pe baza unor măsurători directe pe modele similare ( de exemplu caracteristici dimensionale ), fie pe baza recomandărilor din literatura de specialitate [3].
Participația masică procentuală aleasă pentru subansamblurile poziție 1-15 a fost aleasă către valoarea minimă a intervalului recomandat având în vedere faptul că autocamionul impus prin temă este carosat cu un furgon izoterm cu instalație frigorifică, furgon care față de un autocamion clasic, cu cutie platformă, preia o pondere mare procentuală a masei sale proprii.
La stabilirea ponderii procentuale alese (40%), s-a avut în vedere masa proprie a furgonului izoterm produs de Automecanica Mediaș, care echipează modelul similar (1), și care are valoarea de 3000 kg.
Tab. 2.2 – Parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansamble ce compun
autocamionul.
Pentru stabilirea dimensiunilor postului de conducere și a celorlalte componente ale cabinei autovehiculului, o condiție importantă ce trebuie luată în calcul este asigurarea unui confort sporit pentru conducător și respectiv pentru pasager. În acest sens avem că pentru lățimea interioară a cabinei, C, se adoptă o valoare superioară celei din STAS R 10666/1-76, deoarece trebuie ca distanța dintre cele două scaune să fie una cât mai mare, în jurul scaunelor să existe un spațiu liber apreciabil.
Valorile adoptate pentru mărimile e1,e2, au fost adoptate superior valorilor din STAS deoarece conducătorul poate fi o persoană mai corpolentă și în acest caz, beneficiind și de posibilitatea de reglare a scaunului, el poate regla o poziție mai bună necesară în timpul mersului. Distanța de la partea inferioară a volanului până la tapiseria inferioară a peretelui din spate al cabinei, m, se alege mai mare decât valoarea din STAS deoarece, în general, constructorii de autovehicule au tendința de a adăuga în cabină o serie de accesorii (umerașe pentru haine, locaș pentru trusa medicală ș.a.).
Distanța de la partea inferioară a scaunului până la podea trebuie sa fie adoptată astfel încât aceasta să asigure conducătorului auto o stabilitate și totodată siguranță în poziția ocupată în timpul deplasării.
Tab 2.3. Valori standardizate și adoptate pentru elementele postului de conducere.
Fig. 2.1. – Manechin bidimensional STAS R 10666 / 3-76
Tab.2.4. –Dimensiunile manechinelor bidimensionale conform STAS R 10666 / 3-76
pentru 3 grupe dimensionale reprezentative
Corespunzător pentru soluțiile de organizare generală avem că diversele soluții se obțin în funcție de anumite criterii:
amplasarea motorului pe cadru;
poziția punții motoare;
tipul caroseriei.
La stabilirea soluției de organizare generală pentru autovehiculul de proiectat se consideră două soluții distincte: o primă soluție este cea cu motorul amplasat deasupra punții față și cu cabina în față, și respectiv soluția cu motor în față și cabina avansată.
Caroseriile pentru autocamioane se compun din cabina pentru conducător și din platforma pentru transportul bunurilor. Se consideră obișnuită, de tip închis, cu geamuri mobile și având două locuri. În cazul soluției cu motorul amplasat în față, un avantaj este acela că pericolul de accidentare a conducătorului auto este mai mic și astfel se poate opta pentru o cabină cu o construcție mult mai ușoară. Deoarece această soluție este caracteristică construcțiilor mai vechi, in prezent la soluțiile des utilizate cu cabina avansată se are în vedere realizarea unei construcții cu o rigiditate sporită, pentru a crește astfel securitatea conducătorului auto, deoarece la aceste soluții riscul de accidentare este mai mare. Dimensiunile corespunzătoare cabinei trebuie să asigure un confort sporit și totodată un acces ușor la diversele comenzi pentru conducătorul autovehiculului. Amplasarea scaunelor pentru șofer și respectiv pasager trebuie să permită acestora o vizibilitate perfectă în timpul deplasării. Totodată trebuie să fie respectate dimensiunile caracteristice diverselor elemente ale cabinei; acestea trebuie să se încadreze în limitele prevăzute în norme sau cel mult trebuie să aibă o variație acceptabilă.
Cadrul autovehiculului de proiectat reprezintă acea parte a autovehiculului pe care se fixează motorul, transmisia, suspensia, caroseria, mecanismul de direcție. Corespunzător soluției de organizare adoptate se preferă utilizarea cadrului cu lonjeroane și traverse.
În cazul celor două soluții considerate, poziția rezervorului de combustibil este aceeași; totodată poziția elementelor interioare ale cabinei de conducere ( poziția scaunului conducătorului auto, poziția manechinului) este identică pentru cele două variante de organizare generală.
Deoarece autovehiculul de proiectat este destinat transportului de bunuri, caroseria acestuia este una obișnuită, având în partea din spate o depășire mică a cadrului autovehiculului; caroseria poate fi prevăzută cu diverse echipamente speciale ( instalații speciale, instalații frigorifice). Caroseria autovehiculului este o caroserie închisă, fără obloane laterale, accesul fiind posibil numai prin partea din spate. Schița de organizare generală realizată s-a considerat la o scară de 1:31. Față de dimensiunile exterioare ale furgonului din tab. 2.2- (6350x2350x2400 mm), dimensiunile interioare ale acestuia, care determină volumul util, vor fi:
lungimea interioară a furgonului
Lu = 6350 – 2 x 80 = 6190 mm,
unde s-a adoptat valoarea de 80 mm pentru grosimea peretelui față și a ușii spate a furgonului,
lățimea interioară a furgonului,
lu= 2350 – 2 x 80 = 2190 mm,
în care pereții laterali stânga și dreapta au grosimea de 80 mm;
înălțimea interioară a furgonului
hu= 2400 – (120 +100) =2180 mm,
unde s-a adoptat pentru grosimea podelei valoarea de 120 mm și pentru plafon valoarea de 100 mm.
Rezultă volumul util al furgonului:
Vu=Lu x lu x hu= 6,19 x 2,19 x 2,18=29,55 m3,
valoare foarte apropiată de cea impusă prin temă.
Foaie goala a se trage asa cum este
A nu se sterge
2.4. Determinarea poziției centrului de masă și al încărcărilor statice la
punți. Alegerea pneurilor
Pentru determinarea poziției centrului de greutate al autocamionului furgon, în tab.2.5, sunt centralizate valorile pozițiilor centrelor de masă ale principalelor subansamble care intră în componența autovehiculului. Poziția acestor centre de masă a fost stabilită față de sistemul de axe (X0Z) arătat în planșa 1.
Valorile poziției centrului de greutate ale autovehiculului au fost determinate cu relațiile:
=
= (2.6)
în care ,sunt pozițiile centrului de masă ale subansamblului față de sistemul de axe ales, iar mi este masa subansamblului respectiv.
Deci coordonatele poziției centrului de greutate al autocamionului furgon gol, față de sistemul de axe ales este:
=2470 mm
=1394 mm.
Tab.2.5. – Determinarea pozitiei centrului de masa al autocamionului furgon gol
Pentru determinarea coordonatelor locului geometric al autovehiculului complet încărcat se consideră că sarcina utilă, Gu=7800 daN, este uniform repartizată în volumul util al furgonului, deci centrul ei de greutate va coincide cu cel al furgonului.
Rezultă :
mm
mm
Încărcările statice, la cele doua punți ale autovehiculului, corespunzătoare celor două stări de încărcare ale autocamionului furgon, se determină cu relațiile:
Pentru autocamionul gol :
G=daN (45 %)
G=daN (55%)
Pentru autocamionul complet încărcat:
GdaN (34%)
GdaN (66%)
Cunoscând aceste valori ale încărcărilor statice, se pot determina, acum, valorile încărcărilor maxime pe pneuri, la cele două punți:
(G1p)max = daN
(G2p)max = daN
Se constată astfel, apropierea între încărcările statice de la pneurile față și spate, ale autocamionului furgon.
Corespunzător încărcării maxime pe pneu și tinând cont de marimea și tipul anvelopelor montate pe modelele similare analizate, din lucrarea [9], se alege tipodimensiunea de anvelopa : 10.00 R 20,
cu următorii parametrii dimensionali și de exploatare :
lățimea secțiunii, Bu=275 mm,
diametrul exterior, De=1052 mm,
raza statică, rs=486 mm,
raza de rulare, rr=511 mm,
indice de sarcină :
146 (3000kg) pentru pneul montat simplu
143 (2725kg) pentru pneul montat jumelat
presiunea aerului:
la puntea față, pa1 = 8,3 bari ;
la puntea spate, pa2 = 7,6 bari.
– simbol de viteză, J (Vmax100 km/h)
Determinarea puterii maxime necesare motorului din condiția de viteză maximă la deplasarea autovehiculului în palier. Alegerea motorului
Pentru parametrii inițiali dați prin temă se numără și viteza maximă la deplasarea autovehiculului, complet încărcat, în palier:
Vmax 100 km/h
Puterea motorului corespunzătoare acestei viteze maxime, la deplasarea în palier, este dată de relația:
[kW] (2.7)
în care f(Vmax) este valoarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor la viteza
maximă ;
k – coeficientul aerodinamic al autovehiculului ;
A – aria secțiunii transversale maxime a autovehiculului ;
ηt – randamentul transmisiei.
Pentru determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor, se utilizează relația :
(2.8)
în care: f0, f01, si f02 sunt coeficienți aleși în funcție de tipodimensiunea anvelopei utilizate.
Pentru anvelopa aleasă, 10.00 R20, din lucrarea [3], rezultă:
4, 91 · 10-6
Deci
Coeficientul aerodinamic, k, se determină cu relația:
k = 0,06125∙c [kg/m3] (2.9)
unde ceste coeficientul de rezistență al aerului, coeficient ce se adoptă în funcție de forma profilului părții frontale a autovehiculului:
c=0,55,[4]
Deci k = 0,06125 ∙0,550,034 kg/m3
Pentru determinarea ariei secțiunii transversale maxime se poate utiliza relația:
(2.10)
unde hb- este înălțimea de amplasare a barei de protecție față (hb=600 mm)
Np – numărul de pneuri (Np=4) ;
Deci: =(3,5-3,6)∙2,35+4∙0,275∙0,6 7,5 m2.
Pentru adoptarea valorii randamentului transmisiei se utilizează recomandarile existente în lucrarea [3], ținând cont de tipul autovehiculului și de formula roților (4 x 2) :
Rezultă, puterea maximă necesară motorului, corespunzătoare vitezei maxime impusă :
Puterea maximă a motorului se determină cu relația :
= (2.11)
în care sunt coeficienți de formă ai caracteristicii exterioare a motorului, corespunzători zonei de turații înalte,
iar :
ξ = (2.12)
este un coeficient ce se poate adopta, pentru cazul autovehiculului echipat cu motor Diesel, la valoarea : = 1.
În această situație ,
iar puterea maximă necesară motorului este aceeași cu cea necesară la viteza maximă impusă.
Deci :
Puterea maximă a motorului care echipeaza modelul de referință (1) are valoarea Pmax=158 kW, iar puterea specifică Psp=9,92 kW/t.
Adoptând, și pentru autovehiculul impus prin temă, o valoare a puterii specifice:
Psp10 kW/t,
rezulta noua valoare a puterii maxime a motorului :
Pmax’ =(Psp)aleasa·ma= 10·14,820 148 kW
Deci o valoare apropiată de cea a motorului ce echipează acest model similar românesc.
Rezultă, în final, că pentru autovehiculul impus prin temă, se poate alege motorul tip D2156HMN8 care prezintă următorii parametrii [7] :
număr cilindrii : 6 in linie ;
alezaj : 121 mm ;
cursa : 150 mm ;
cilindreea : 10344 cm3 ;
raport compresie : 17/1 ;
puterea nominală : – DIN 70020 :158 kW (215 CP)/2200 rpm ;
– ISO 1585 :140 kW (190 CP)/2200 rpm ;
CAPITOLUL 3
STUDIUL TEHNIC AL SOLUȚIILOR POSIBILE PENTRU INSTALAȚIA FRIGORIFICĂ
3.1 Introducere
Volumul mărfurilor transportate cu autovehicule echipate cu agregate frigorifice, are o pondere însemnată în volumul total de mărfuri transportate cu mijloace auto în trafic intern și internațional.
Parcul auto din țara noastră este diversificat, de la autofrigorifice cu sarcină și volum util reduse, folosite pe distanțe scurte, de regulă in interiorul orașelor, până la autofrigorifice cu sarcină si volum util foarte marri, utilizate pe distanțe medii si lungi, in traficul urban si internațional.
Agregatele frigorifice cu care sunt echipate autovehiculele frigorifice au rolul de a realiza si menține o temperatură constantă in interioarul caroseriei izoterme in timpul transportului sau staționării, indiferent de temperatura mediului ambiant.
Temperatura care trebuie asigurată este in funcție de natura si felul produselor transportate, in domeniul sub zero grade, deasupra lui zero grade Celsius.
Exigența privind fiabilitatea agregatului frigorific din dotarea autofrigorificelor este impusă de condițiile tehnico-sanitare, biologice si comerciale foarte severe referitoare la transportul produselor alimentare perisabile. De aceea, aceste utilaje frigorifice trebuie sa aibă o foarte mare fiabilitate, având in vedere atât cantitatea de marfa transportată cât și distanța până la destinație, unde marfa trebuie predată la parametrii prevazuți in comanda și contactul de transport.
Pentru a asigura transportul mărfii la temperatura cerută prin comanda de transport, agentul frigorific trebuie sa fie intr-o permanentă stare de funcționare, iar caroseria izotermă trebuie să indeplineasca condițiile de transfer al căldurii și etanșeitate.
Autovehiculele frigorifice care efectuează transportul de produse perisabile in trafic internațional trebuie să corespundă cerințelor impuse de “ Acordul referitor la transporturile internaționale de produse perisabile și la autovehiculele speciale utilizate pentru aceste transporturi” (prescurtat A.T.P.) încheiat la Geneva la 1 septembrie 1970, la care a aderat și România.
Instalația frigorifică ce urmează a fi proiectată conform temei de proiect, va fi montată pe un autocamion cu furgon izoterm, destinat transportului de lung si mediu parcurs de produse alimentare perisabile al cărui volum interior se situează in jurul a 30m3, iar masa utilă este in jur de 8t.
Instalația are rolul de a menține o temperatură constantă in interiorul caroseriei furgon dinainte comandată in domeniul de la -25˚C la +45˚C, pentru o autoreglare complet automată cu ajutorul unui termostat, indiferent de temperatura mediului înconjurator. În acest fel se realizează răcirea sau încălzirea spațiului din interiorul caroseriei frigorifice, pentru ca temperatura ei să se mențină la valoarea dorită.
Grupul este montat in partea din față a caroseriei frigorifice, cu răcitor de aer in interiorul ei. Partea exterioara cuprinde motorul, compresorul frigorific, condensatorul, radiatorul apei de răcire a motorului alternatorul și componentele de comandă și automatizare. În intriorul caroseriei partea de vaporizare sau de răcire este formată dintr-un registru schimbător de căldura cu nervuri lombare (vaporizator), ventilator, schimbător de căldură și ventilul termostatic de reglare. Rezervorul de combustibil al motorului este montat pe șașiul semiremorcii.
Poziționarea instalației frigorifice pe autovehicul este prezentată în planșa nr.1.
3.2. Clasificarea instalațiilor frigorifice
Până la mijlocul secolului al-XX-lea, singura posibilitate de efectuare a procedeelor de răcire a corpurilor la temperaturi sub cea a mediului ambiant consta in utilizarea gheții și a unor amestecuri frigorifice obținute pe baza gheții și a sării. Obținerea frigului pe cale artificială prezintă, desigur, avantaje esențiale in raport cu frigul natural si anume:
Posibilitatea de răcire a corpurilor până la temperaturi mult sub temperatura mediului ambiant,astfel că anumite instalații frigorifice permit obținerea unor temperaturi care diferă de zero grade absolut (-273,15˚C) cu câteva miimi de grade;
Continuitatea proceselor de răcire;
Posibilitatea obținerii frigului in oricare perioada a anului indiferent de loc și condiții climatice.
Instalațiile frigorifice se pot clasifica după principiul de funcționare în :
Instalații cu comprimare care utilizează proprietățile elastice ale gazelor și vaporilor ce se manifestă prin creșterea temperaturii lor in timpul comprimării și răcirea acestora in destindere;
Instalații cu sorbție – al cărei principiu de lucru este axat pe realizarea succesivă a reacțiilor termodinamice de sorbție a agentului de lucru către un sorbant după care urmează desorbția agentului din sorbant;
Instalațiile cu jet – care utilizează energia cinetică a unui jet de vapori sau gaze;
Instalații termoelectrice – permit obținerea frigului prin utilizarea directă a curentului electric;
Instalații magnetice.
Obținerea unor temperaturi situate în intervalul –20…-90˚C se realizează in mod obișnuit cu ajutorul instalațiilor frigorifice cu vapori care pot fi:
-cu comprimare intr-o singură treaptă;
-cu comprimare in două trepte;
-cu comprimare in trei trepte;
-în cascadă.
Cele mai simple instalații frigorifice, cu comprimare intr-o treaptă, au fost și sunt utilizate pentru scăderea temperaturii între –20….. -30˚C.
Se remarcă tendința de a folosi aceste instalații pentru obținerea unor temperaturi mai joase, până la -60˚C. În acest scop se recurge la perfecționarea ciclului prin subrăcirea avansată a agregatului înainte de laminare, supraîncălzirea vaporilor aspirați in compresor, introducerea schimbului de căldură regenerativ, îmbunătățirea construcției compresoarelor prin reducerea spațiului mort și utilizarea unor agenți frigorifici cu caracteristici superioare.
Sfera largă de utilizare a instalațiilor frigorifice cu vapori (I.F.V.) se explică prin aceea că agenții de lucru realizează in domeniul vaporilor umezi ceea ce permite realizarea proceselor izotermice prin vaporizare la preluarea căldurii de la sursa rece și condensarea la evacuarea căldurii către mediul ambiant.
În acest mod devine posibilă reducerea pierderilor datorită imposibilității transferului de căldură, între agent și cele două surse de căldură, prin menținerea diferențelor de temperatură in limite acceptabile.
La aceasta se adaugă și faptul că la schimbarea stării de agregare prin vaporizare și condensare, coeficienții de transfer de căldură au valori importante astfel că schimbatoarele de căldură pot fi dimensionate in condiții economice.
3.3. Schema si ciclul teoretic al I.F.V. cu o treaptă cu subrăcire regenerativă
Îmbunătățirea economicității I.F.V. se poate obține recurgând la introducerea în schema instalației a unui schimbător de căldură denumit subrăcitor care are rolul de a reduce temperatura agregatului frigorific condensat sub temperatura de condensare. Totodată, în condiții reale de funcționare, pentru îmbunătățirea umplerii cilindrului compresorului cu piston se recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte de aspirație.
Se recomandă [10] ca I.F.V. să funcționeze in condițiile unor grade de supraîncălzire cât mai ridicate. Această supraîncălzire poate avea loc în vaporizatorul instalației sau pe traseul vaporilor între vaporizator și compresor.
Întrucât supraâncălzirea in vaporizator nu este rațională din punct de vedere al eficienței transferului de căldură, se recomandă supraîncălzirea vaporilor pe seama subrăcirii lichidului obținut in procesul de condensare, în cadrul unui transfer (ireversibil) regenerativ de căldură. Schema de principiu și ciclul teoretic al I.F.V. cu subrăcire regenerativă, reprezentat in diagrama lg p-i, sunt arătate în fig.3.1.
CP – compresor
Cd – condensator
VP – vaporizator
Rg – schimbator de caldura
Vl – ventil de laminare
l – lucrul mecanic specific
qv – caldura specifica absorbita
la vaporizator
qc – caldura specifica cedata la
condensator
a)
Fig 3.1 Schema si ciclul teoretic al I.F.V. cu subracire regenerativa
Se remarcă prezența schimbatorului de căldură regenerativ Rg în care lichidul în starea 3 se subrăcește până în starea 3| (ΔTsr =Tc –T3|) pe seama supraîncălzirii vaporilor din starea 1 până în starea 1| (ΔTsr= T1-T0). Considerând schimbătorul Rg izolat adiabat, rezultă:
qsi= i1| -i1 =qsr=i3 –i3|
Observând faptul că q0=i1-i4 iar |i|=i2-i1| rezultă că eficiența frigorifică a ciclului teoretic cu subrăcire regenerativă este:
εF= =
În concluzie deci realizarea schimbării regenerative prezintă următoarele avantaje:
– suprafața de transfer de căldură a vaporizatorului este utilizată în mod eficient fiind spălată de lichidul frigorific care se vaporizează;
– este asigurat un grad de subrăcire avansat care nu poate fi obținut cu ajutorul apei de răcire ceea ce elimină pericolul formării de vapori la intrarea în ventilul de laminare;
-sunt micșorate pierderile de frig în mediul ambiant prin suprafața conductei de aspirație deoarece compresorul este alimentat cu vapori supraîncălziți având o temperatură relativ ridicată.
3.4. Alegerea schemei de principiu a instalației frigorifice
Așa cum s-a arătat în paragraful 3.3 o instalație frigorifică este compusă în principal dintr-un compresor, un condensator, un vaporizator, și un schimbător de căldură intern.
La acestea se adaugă rezervorul de lichid frigorific și ventilul termostatic de reglare a cantității de freon vehiculate prin vaporizator.
Având în vedere că instalația trebuie sa funcționeze in mai multe regimuri (răcire, încălzire, dezghețare) circuitul freonului nu va fi același in toate aceste regimuri. De exemplu când instalația funcționează in regim de încălzire, freonul nu mai trebuie să treacă prin condensator. De aici necesitatea introducerii unui element de distribuție a freonului pe circuitul dorit, element care poate fi robinet cu trei căi.
Instalația este de asemenea prevăzută cu o serie de elemente de siguranță al caror rol se va vedea în continuare.
Analizând schemele de principiu ale instalațiilor frigorifice realizate pe plan mondial (TERMO KING-U.S.A.; CARRIER INTERNATIONAL CORP-U.S.A.; PETTER REFRIGERATION-L.T.D.-ANGLIA; TRANE COMPANY-FRANTA; SUTRAK TRANSPOT KALTE SI KONVEKTA-GERMANIA) se constată ca apar foarte mici diferențe între ele, constând mai ales în modul de dispunere a elementelor instalației.
În aceste condiții, pentru instalația de proiectat se alege schema din fig.3.2.
Unde:
1 – compresor
3 – ventil de sens unic
4 – conductă
5 – triplă valvă
6 – condensator
7 – supapă de sens unic
8 – rezervor de freon
9 – vizor
10 – ventil
11 – conductă
12 – filtru uscător
13 – schimbător intern de caldură
14 – valvă de expansiune
15 – bulb termosensibil
16 – conductă de egalizare
17 – distribuitor
18 – vaporizator
19 – conductă colectare
20 – separator acumulator de lichid
21 – furtun flexibil de aspirație
22 – robinet de aspirație
23 – regulator de presiune
24 – serpentină
25 – ramificația conductei
26 – ventil electromagnetic
3.5. Funcționarea instalației frigorifice
Menținerea temperaturii constante în interiorul caroserie frigorifice este asigurată așa cum s-a văzut, de instalația frigorifică prin care circulă freonul vehiculat de compresor, comenzile fiind realizate prin intermediul instalației electrice.
Instalația frigorifică poate lucra într-unul din urmatoarele trei regimuri (cicluri) de funcționare:
1. regimul de răcire;
2. regimul de încălzire;
3. regimul de dezghețare(decongelare, degivrare).
3.5.1. Regimul de răcire
Când temperatura mediului ambiant este mai mare decât temperatura comandată la termostat, care trebuie realizată in interiorul caroseriei, instalația frigorifică funcționează in regim de răcire. În această situație, agentul frigorific vehiculat de compresor în instalația frigorifică preia căldura din interiorul caroseriei și o transformă în exteriorul acesteia, mediului ambiant.
În figura 3.2. este redată circulația freonului în regim de răcire.
Compresorul 1 refulează cu presiune freonul puternic vaporizat, aflat în stare de vapori, prin ventilul de refulare 3 și conducta 4 spre tripla valvă (robinet cu trei căi) 5. De reținut faptul că circuitul freonului, de la compresor până la tripla valvă, este identic în toate cele trei regimuri de funcționare.
Când agentul frigorific funcționează in regim de răcire, pistonul din interiorul triplei valve 5 se află deplasat in jos datorită unui arc, astfel că freonul gazos este obligat să iasă din tripla valvă prin racordul din stânga și să ajungă în condensatorul 6. Datorită cedării căldurii către mediul exterior și presiunii ridicate la care se află freonul, aflat la intrarea în condensator în stare de vapori, se condensează.
Freonul lichid iese din condensatorul 6, trece prin supapa de sens unic 7, și ajunge la rezervorul de freon 8. Supapa de sens unic are rolul de a permite trecerea freonului într-un singur sens și anume numai de la condensator spre rezervorul de freon în ciclul de răcire.
Când este necesar să se deschidă instalația, cea mai mare parte a freonului poate fi depozitat în condensator și rezervorul de freon lichid, de aceea prin închiderea ventilului 10 se evită pierderea freonului.
De la rezervorul 8 freonul lichid iese prin conducta 11 și ajunge la filtrul deshidrator (uscător) 12.
Acesta are rolul de a reține umiditatea din sistem, deoarece s-ar putea produce obturarea instalației prin înghețare. Filtrul deshidrator trebuie să permită trecerea întregii cantități de freon spre valva de expansiune. Pentru a constata dacă acesta începe să obtureze trecerea freonului, freonul poate fi depistat prin simpla palpare cu mâna a conductelor de intrare și ieșire care în funcționare normală, trebuie să aibă aceeași temperatură. Dacă se constată o diferența de temperatură între cele două conducte și anume, conducta de ieșire este mai rece decât conducta de intrare, atunci în mod sigur filtrul dehidrator prezintă urme de înfundare, ceea ce conduce la scăderea randamentului de răcire a instalației .
Toate elementele componente ale instalației arătate până aici, inclusiv compresorul, se află în exteriorul caroseriei frigorifice și accesul la ele este posibil prin ușile laterale și frontale, chiar dacă incinta caroseriei este încărcată și închisă.
De la filtrul deshidrator 12, freonul lichid trece printr-o conductă în interiorul caroseriei și ajunge la schimbătorul intern de căldură 13. Freonul lichid intră printr-o conductă spiralată prevazută cu aripioare de răcire, aflată în interiorul schimbătorului și se subrăcește prin cedarea căldurii vaporilor de freon care circulă in sens opus prin mantaua schimbătorului dinspre vaporizator și care se supraîncălzesc.
În continuare, după ieșirea din schimbătorul intern de căldură, freonul lichid ajunge la valva de expansiune 14. Valva are rolul de a doza cantitatea de freon lichid care pătrunde în vaporizatorul 18, în funcție de temperatura vaporilor de freon la ieșirea din vaporizator.
Pentru aceasta, valva de expansiune este legată printr-un tub capilar cu bulbul sensibil 15, montat pe conducta 19 de ieșire din vaporizator. Debitul de freonul care trece prin valva de expansiune este reglat prin acțiunea unei membrane asupra unui cui poanton. Parte din dreapta membranei este în legatură cu bulbul sensibil 15 prin tubul capilar, iar partea din stânga este legată cu conducta 19 de ieșire din vaporizator prin intermediul conductei de egalizare 16. Când vaporii care ies din vaporizator sunt calzi, ceea ce denotă că este puțin freon in vaporizator, bulbul 15 se va încălzi astfel că gazul din el se va dilata și va apărea membrana care va deschide cuiul poanton permițând trecerea unei cantități mai mari de freon lichid în vaporizator.
Creșterea presiunii vaporilor de freon din conducta de ieșire din vaporizator acționează în sens contrar asupra membranei prin conducta de egalizare 16, în sensul închiderii cuiului poantou, astfel că se realizează un echilibru în sistem, ceea ce permite o autoreglare a cantității de freon din vaporizator în funcție de temperatura și presiunea gazelor de la ieșirea din serpentina acestuia.
După trecerea prin valva de expansiune 14, unde a ajuns sub formă de lichid la o presiune înaltă freonul trece în distribuitorul 17 care, prin mai multe conducte subțiri este condus la intrările în vaporizator.
Acesta este costituit dintr-o serie de tuburi paralele, orizontale, prevăzute cu aripioare exterioare, care permit circulația freonului sub forma unei serpentine. La ieșire aceste conducte sunt unite într-o conductă colectoare 19 de diametru mai mare, pe care este montat bulbul sensibil 15 al valvei de expansiune.
În partea din față a vaporizatorului se află montat ventilatorul, pe același arbore cu ventilatorul condensatorului, antrenat prin curea de la fulia arborelui motorului. Ventilatorul vaporizatorului vehiculează în permanență aerul din interiorul caroseriei frigorifice, pe care îl absoarbe prin parțile laterale și de jos ale carcasei vaporizatorului, îl trece printre conductele și aripioarele acesteia și îl trimite printr-o hotă aflată în partea superioară spre spatele caroseriei prin intermediul unei tubulaturi perforate pe toată lungimea, pentru a răci uniform întreg spațiul interior.
Răcirea interiorului caroseriei se produce în felul următor: freonul răcit și condensat în condensator, a ajuns cu presiune ridicată până la valva de expansiune unde este dozat de aceasta și trece câte puțin în vaporizator unde presiunea este mult mai mică. În această situație freonul lichid ajuns în vaporizator, unde presiunea este scăzută, poate trece foarte ușor în starea de vapori dar, pentru aceasta are nevoie de căldura pe care o preia de la conductele vaporizatorului răcindu-se.
Deoarece printre conductele și aripioarele vaporizatorului aerul mai cald din caroserie este recirculat in permanență de către ventilator, va ceda căldura conductelor și aripioarelor iar el se va răci. Prin preluarea căldurii de la conducte pe care le răcește în permanența, freonul “fierbe”, se vaporizează și părăsește vaporizatorul prin colectorul de aspirație 19.
Vaporii de freon prin conducta 19 ajung la schimbătorul de căldură 13, în mantaua acestuia, unde, dată fiind presiunea lor mică, preia caldura de la freonul lichid care trece prin conducta interioară spre valva de expansiune, mărind randamentul frigorific al instalației.
Din mantaua schimbătorului de căldura, freonul ajunge in acumulatorul de lichid 20 aflat în exteriorul caroseriei. Acumulatorul de lichid are rolul unui dispozitiv de siguranță pentru sistem, asigurând o întoarcere controlată spre compresor a uleiului frigorific ajuns până aici și vaporizarea eventualului freon lichid din vaporizator. Totodată asigură creșterea cantității de încălzire a instalației in regim de încălzire sau de dezghețare. Pentru aceasta împrejurul acumulatorului, în exterior, în partea sa inferioară, printr-o conductă sub forma unei serpentine circulă apa caldă din sistemul de răcire al motorului care ajută la vaporizarea eventualului freon lichid protejând compresorul.
În acumulator este montat un tub “U” prin care trec vaporii de freon pentru a ajunge spre compresor. În partea de jos a tubului “U” este practicat un orificiu. În cazul când nivelul uleiului frigorific acumulat în rezervor depășește nivelul orificiului, vaporii de freon care circulă cu viteză prin tub, preiau picăturile de ulei care pătrund prin orificiu și îl transportă la compresor.
Din acumulatorul de lichid, prin furtunul flexibil de aspirație 21, freonul ajunge la ventilul de aspirație 22, la regulatorul de presiune 23 și apoi în compresor.
Furtunul flexibil de aspirație 21, la fel ca și furtunul flexibil de refulare 3, împiedică transmiterea vibrațiilor de la grupul motor-compresor la instalația frigorifică prin intermediul unor amortizoare de vibrații.
Ventilatorul de aspirație 22 se folosește pentru închiderea conductei de aspirație și este prevăzut cu un racord pentru montarea unui manometru sau a unui furtun pentru încărcarea cu freon a instalației.
Regulatorul de presiune 23 comandă presiunea de aspirație a compresorului și prin aceasta limitează debitul de agent frigorific vehiculat la temperaturi ridicate de vaporizare.
Cantitatea agentului frigorific aflat în circuitul frigorific este stabilit astfel încât toate regimurile de funcționare să asigure dozarea în vaporizator a agentului lichid dictată de valva de expansiune (care este un ventil de reglare termostatic) în funcție de temperatura necesară comandată de la termostat.
Este interzisă funcționarea motorului la o turație mai joasă decât cea stabilită deoarece se înrăutațește considerabil randamentul frigorific al insatalației și nu se realizează circulația aerului în toată incinta caroseriei, ceea ce conduce la degradarea mărfii transportate din cauză că ventilatorul vaporizatorului nu poate vehicula aerul atunci când funcționează la turații mai scăzute de cea stabilită.
Dacă freonul circulă în instalație numai în baza ciclului de răcire descris mai sus, instalația realizează răcirea permanentă (frig continuu) a interiorului caroseriei frigorifice, temperatura coborând continuu. Atunci când agentul trebuie să realizeze și să mențină în interiorul caroseriei o anumită temperatură comandată de la termostat, la atingerea temperaturii comandate se schimbă din rece în cald, apoi din cald în rece în jurul valorii comandate.
3.5.2. Regimul de încălzire
În regimul de încălzire, freonul nu mai circulă prin condensator pentru a fi răcit. Din compresor, prin tripla valva va trebui să ajungă cald în vaporizator pentru a realiza încălzirea aerului din interiorul caroseriei, recirculat de ventilator printre țevile și aripioarele vaporizatorului.
Înainte de a descrie circuitul freonului în regim de încălzire, va fi descris modul de realizare a comenzii acestui circuit.
Între capătul anterior al triplei valve 5 și regulatorul de presiune la aspirație 23, se găsește o conductă mai subțire care face legatura între cele doua elemente. Pe conductă se afla montat un selenoid 26. Când bobina solenoidului nu este alimentată cu curent, ventilul este închis, iar când bobina este alimentată cu curent ventilul este deschis datorită câmpului electromagnetic care saltă ventilul de pe scaunul său.
Astfel se realizează legătura între aspirația compresorului și tripla valva, ceea ce face ca pistonașul acesteia să fie atras în sus datorită depresiunii create la aspirație, astfel ca freonul va ieși prin racordul inferior din dreapta, racordul spre condensator fiind închis de către piston.
Din tripla valva freonul pătrunde în conducta 25 care se ramifică în două direcții. Printr-o conductă inferioară ajunge în rezervorul de freon 8, pentru a obliga freonul lichid aflat aici sa fie antrenat în instalație și, deci, de a mări randamentul de încălzire. În această situație supapa de sens unic 7 este închisă și nu permite trecerea freonului spre condensator. De la rezervorul 8 freonul circulă în instalație la fel ca în regimul de răcire.
De la ramificația conductei 25, prin conducta superioară freonul pătrunde în interiorul caroseriei, străbate serpentina de dezghețare 24 amplasată pe fundul carcasei vaporizatorului pentru a topi gheața formată prin înghețarea apei care curge de pe țevile și aripioarele vaporizatorului, atunci când agregatul funcționează în regim de încălzire sau de dezghețare, iar în interiorul caroseriei temperatura este sub 0˚C.
La ieșirea din serpentina 24, freonul intră în distribuitarul 17 iar de aici în vaporizatorul 18, unde încălzește țevile și aripioarele acestuia, astfel că aerul vehiculat de ventilatorul vaporizatorului se va încălzi. Din vaporizatoro freonul ajunge in mantaua schimbatorului de caldura 13, in acumulatorul de lichid 20 si apoi la compresor.
Datorita faptului ca freonul este cald la iesirea din vaporizatorul 18 prin conducta 19, bulbul termosensibil 15 al valvei de expansiune 14 va comanda deplasarea membranei spre dreapta si deci deschiderea cuiului poanton, pentru a permite freonului ajuns aici de la rezervorul 8 sa circule in instalatie, marind randamentul de functionare in regim de incalzire.
Mentinerea temperaturii comandate de termostat se realizeaza printr-o succesiune de regimuri de racire se de incalzire la turatie mica, a motorului.
Atunci cand temperatura care trebuie menținută in caroserie este mai mică decât temperatura mediului ambiant agregatul va funcționa majoritatea timpului in regim de răcire și numai o mică parte de timp in regim de incălzire. Dacă temperatura comandată este mai mare decât temperatura mediului ambiant, agregatul va funcționa mai mult timp in regim de incălzire și mai puțin timp in regim de răcire.
3.5.3. Regimul de dezghețare
În timpul răcirii, pe suprafața vaporizatorului se depune brumă sau gheață, care, pe de o parte are un efect de izolare termică înrăutățind schimbul de căldură în răcirea aerului, iar pe de altă parte reduce secțiunea de trecere a aerului și debitul de aer vehiculat de ventilator prin vaporizator.
Acest fenomen contribuie la reducerea efectului de răcire. Pentru readucerea agregatului la un regim de răcire cu răcire eficientă s-a prevăzut un sistem de comandă, automată sau manuală, care să realizeze dezghețarea (degivrarea, decongelarea) vaporizatorului.
Din construcție, agregatul este prevăzut ca la obturarea cu gheață a secțiunii de trecere a vaporizatorului la 50-60% față de situatia fără gheața (bruma) să se comande automat funcționarea în regim de dezghețare.
Regimul de dezghețare nu este altceva decât un regim de încălzire cu turație ridicată la care, in plus, se comandă de către o bobină electromagnetică închiderea clapetei 29, care nu mai permite trecerea aerului vehiculat de ventilatorul vaporizatorului prin tubulatura spre caroserie.
În regim de dezghețare, freonul are același circuit ca în regim de încălzire, astfel că de la tripla valvă 5 ajunge in serpentina de decongelare 24, la distribuitorul 17, ocolind valva de expansiune 14 și intră in vaporizatorul 18 unde, topește gheața depusă pe tevile și lamelele acestuia, la fel și ghiața din țeava de sub vaporizator. Apa rezultată din topirea brumei și a gheții este evacuată spre exterior.
CAPITOLUL 4
PROIECTAREA GENERALĂ A INSTALAȚIEI FRIGORIFICE
4.1. Alegerea materialului caroseriei izoterme
Pornind de la schema de principiu și de funcționare a instalației frigorifice prezentată în capitolul 3, pentru efectuarea calculului de proiectare a instalației trebuie cunoscute puterea frigorifică a utilajului de producere a frigului artificial, temperatura , a mediului la care se realizează condensarea și , la care se realizează frigul. În funcție de aceste temperaturi se determină temperaturile la care au loc procesele de condensare și vaporizare, pe baza relațiilor:
=
Orientativ diferențele de temperaturi se pot considera (5…8) grade, dacă mediul este un lichid, și (10…20) grade, dacă agentul este un gaz.
Izolațiile termice au rolul de a frâna schimbul de căldură, materialele izolante caracterizându-se prin valori reduse ale coeficientului de conductibilitate termică.
Funcționarea economică a oricărei instalații frigorifice este determinată în mare măsură de caracteristicile izolației. Materialele izolante trebuie sa îndeplinească următoarele condiții:
să fie impermeabile la apă și la vapori de apă;
să aibă coeficient mic de conductibilitate termică () și o densitate mică ();
să fie rezistente la comprimare ;
să nu prezinte pericol de autoaprindere și să nu ardă;
să aibă rezistență la îngheț și la agenți chimici;
să nu degaje mirosuri ce se pot transmite ușor mărfurilor transportate;
sa fie durabile si sa nu-si schimbe proprietatile in timp, prin putrezire sau depunere de mucegai.
Materialul cu valoarea cea mai redusă a coeficientului de conductibilitate termica ()
este aerul in mișcare. Deci un bun izolant trebuie să conțină in structura sa bule și straturi de aer de dimensiuni mici, in care să nu ia neștere mișcări convective, sa fie cu alte cuvinte poros, de formă filiformă, strat sau bulă.
În ultimul timp o mare răspandire pentru izolarea caroseriei a cpătat-o masa plastică spongioasă. Acest material s-a dovedit foarte indicat prin gradul înalt de etanșeitate pe care il oferă datorită structurii sale celulare închise. Densitatea sa redusă îl recomandă de asemenea ca material izolator în construcția caroseriilor izotermice. Plăcile spongioase se pot ușor prelucra prezentând o înaltă rezistență la compresiune. Trebuie menționat faptul că o serie de experiențe efectuate au dovedit că in 24h acest material absoarbe o cantitate de apă care nu depașește (1,0…1,5)% raportat la volumul luat in considerație. Datorită particularităților autovehiculului de proiectat ( caroseria, respectiv spațiul util, fiind gata configurată și cu suprafețe nu tocmai plane) se va alege ca material izolator spuma poliuretanică. Aceasta are o densitate mică (12…15 kg/m3) și un coeficient foarte redus de conductibilitate termică.
Principalul avantaj al acestui material îl constituie însă, posibilitatea de a fi injectat între pereții incintei frigorifice și caroserie( conform schiței de mai jos), acest lucru conferindu-i un înalt grad de etanșeitate.
Fig. 4.1 Elemente componente ale furgonului izoterm
Pereții incintei frigorifice se construiesc fie din tablă de aluminiu, fie din oțel inoxidabil. Se știe că inoxul are un coeficient de conductivitate termică mult mai redus decât aluminiul, dar, pe de altă parte, are o densitate mult mai mare, lucru care ar putea afecta capacitatea de încărcare a autovehiculului.
Pentru a putea lua o decizie, se vor analiza parametrii tehnico-economici în cele două situații. Având în vedere că prețurile de cost ale materialelor sunt comparative, se vor lua in calcul doar criteriile performanței:
Aluminiu : = 209,34 W/mK = 2700 kg/m3
Inox : = 52 W/mK = 7800 kg/m3
Cunoscând dimensiunile spațiului util al intervalului furgonului frigorific determinate in paragraful 2.3, :(Lu=6190 mm, lu=2190 mm, hu=2180 mm), rezultă aria totală a incintei frigorifice:
= 2Lu٠lu+2٠(Lu+lu)٠hu = 63,64 m2
Știind că tabla are o grosime :(=2 mm), rezultă volumul de material utilizat:
=٠ = 0,02 ٠63,64 = 127,28 dm3
și implicit masa acestuia: m = Vmat٠mat.
Pentru aluminiu: =127,28 dm3٠2,7kg/dm3 = 344 kg
Pentru oțel inoxidabil : otel =127,28 dm3٠7,8 kg/dm3= 993 kg
Diferența de masă între cele două situații este :
= 993-344= 649 kg,
sau raportat la capacitatea de încărcare :
%= = 8,3 %
Ca urmare, construirea incintei din oțel inox aduce un surplus de 649 kg față de cazul în care s-ar fi utilizat aluminiu, fapt care conduce la o reducere a capacității de încărcare cu aproximativ 9 % în comparație cu primul caz.
În concluzie incinta frigorifică se va construi din tablă de aluminiu cu grosimea de 2 mm.
4.2. Alegerea parametrilor de calcul
În scopul determinării puterii frigorifice necesare a instalației și a temperaturilor de lucru, este necesară cunoașterea produselor ce vor fi transportate și a condițiilor impuse pentru conservarea acestora.
Se consideră că autovehiculul transportă carne de vită, iar temperatura ce trebuie asigurată în interiorul incintei frigorifice este de 2°C.
Încărcarea specifică pentru produsele depozitate în camerele frigorifice normale, pentru carnea de vită agățată cu ajutorul cârligelor este : G=100200 kg/m2.
Se consideră G= 150 kg/m2.
Rezultă cantitatea totală de carne ce poate fi transportată în condiții optime pe suprafața utilă a incintei frigorifice :
m = G ( Lu·lu+2 Lu·hu+2 lu·hu) 7500 kg
Instalația frigorifică trebuie să asigure echilibrul termic al sistemului, deci să compenseze schimbul de caldură care are loc ( fluxurile de caldură).
Rezultă așadar puterea frigorifică a instalației :
= Σ =
Fluxul termic preluat de la carne este dat de relația :
(4.1)
în care :
– durata transportului, în care are loc răcirea de la ti la tf. În cazul nostru, având în vedere că transportul se realizează în general pe distanțe medii se va considera =4, hi- entalpia inițială a produsului ; pentru ti = 7C, rezultă hi = 254,9 kJ/kg ;
– entalpia finală a produsului, pentru tf = 2C, rezultă hf = 240,5 kJ/kg ;
Deci :
= 7500 · (254,9-240,5) / 4· 3600= 7,5 kW
Fluxul termic prin pereți se calculează cu relația :
= (4.2)
unde :
A – este aria totală a incintei frigorifice, determinată anterior ;
k – coeficient global de schimb de caldură ( rezistenta termica totala a sistemului) ;
– diferența de temperatură.
Coeficientul global de schimb de caldură (k) se determină din relația, [10] :
(4.3)
În ipoteza unei viteze medii de 60 km/h se poate alege un W/m2K, iar la interior, datorită circulației forțate cu viteza redusă a aerului = 25 W/m2K.
Pe timp de vară, temperatura pe suprafețele expuse direct poate ajunge la 54C.
În această situație pentru un calcul acoperitor se poate alege text=42C.
text = 42C
tint = 2C
Fig. 4.2 Schema variației de temperatură prin peretele furgonului izoterm
Conform fig.4.2 structura peretelui este :
۰ izolație – poliuretan de grosime =75 mm = 0,075 m
=0,028 W/mK
۰ tablă – aluminiu de grosime =2 mm = 0,002 m
=209,34 W/mK
Rezultă un coeficient global de schimb de caldură :
=0,36 W/m2K
rezultă :
= 0,36 · 63,64 ·(42-2)916 W=0,916
În ipoteza în care ușa nu este deschisă pe traseu se poate considera că fluxul termic aferent este neglijabil.
Fluxul termic produs prin neetanșeități se poate neglija în cazul unui transport de 4 h însă pentru drumuri mai lungi trebuie ținut cont de împrospătarea aerului, de regulă considerându-se 10% din sarcina totală.
In final, puterea frigorifica necesară instalației va fi :
+
Determinarea nivelelor de temperatură din instalația frigorifică
• Temperatura de vaporizare.
Pentru realizarea schimbului de caldură trebuie să existe o diferență de temperatură între aerul răcit și agentul frigorific, conform schemelor din fig. 4.3.
Fig. 4.3. – Diagrama de variație a temperaturii in vaporizator
Deci : t0= te- = 2 – 7 = – 50C
Rezulta : t0 = – 5 0C
• Temperatura de condensare
Fig.4.4 – Diagrama de variație a temperaturii la condensator
Temperatura de condensare se alege astfel încât în situația cea mai dezavanta-joasă în care temperatura exterioară a aerului este de 420C, rezultă că nivelul de temperatură al aerului la ieșire din condensator este de 500C, iar temperatura de condensare :
tc = te + = 500C+50C=550C
Alegerea agentului de lucru al instalației
Agenții frigorifici reprezintă substanțe omogene sau amestecuri de substanțe, ale căror proprietăți termodinamice trebuie să corespundă cerințelor impuse de schema și tipul instalației frigorifice, precum și de nivelul de temperatură al celor două surse de caldură, in special de cel al frigului produs.
Condițiile pe care trebuie să le satisfacă un agent frigorific utilizat in instalațiile cu comprimare de vapori sunt următoarele :
presiunea de vaporizare sa fie superioară presiunii atmosferice, dar apropiată de aceasta, în scopul evitării infiltrării aerului vaporizator ; odată cu aerul pătrunde și umezeala care contribuie la intensificarea procesului de coroziune ;
presiunea de condensare să fie redusă în vederea micșorării greutății compresorului, creșterii randamentului mecanic al acestuia și evitării pierderilor de agent ;
puterea frigorifică specifică cât mai mare ceea ce reprezintă căldura preluata de 1 kg de agent în procesul de realizare a efectului frigorific prin vaporizare sau încălzire ;
căldura specifică a lichidului frigorific cât mai redusă în vederea micșorării pierderii cauzate de ireversibilitatea procesului de laminare ;
volumul specific al vaporilor aspirați cât mai redus, în cazul compresoarelor frigorifice cu piston, în vederea micșorării dimensiunilor acestora și respectiv, cât mai mare, în cazul turbocompresoarelor pentru mărirea randamentului intern al procesului de comprimare ;
vâscozitate moderată pentru îmbunătățirea transferului de căldură și reducerea pierderilor de presiune, dar nu prea mică pentru a nu favoriza scăpările de agent frigorific.
insolubilitatea reciprocă a agentului frigorific și uleiului în cazul compresoarelor cu piston, deoarece aceasta determină murdărirea suprafețelor de schimb de caldură ale condensatorului și vaporizatorului și reducerea puterii frigorifice a instalației ;
să nu prezinte pericol de explozie, inflamabilitate și toxicitate ;
stabilitate chimică și pasivitate la coroziune ;
cost redus.
Până nu demult cel mai utilizat agent frigorific era freonul R12. Acesta nu se mai
utilizează în prezent datorită efectelor negative pe care le produce asupra stratului de ozon. În consecință agentul utilizat va fi freonul R22, care are calități asemănătoare freonului R12, dar afectează intr-o mai mică măsură mediul înconjurător,[11]
Determinarea nivelelor de presiune din instalație
Având în vedere că temperaturile de vaporizare și condensare sunt: – 50C, respectiv 550C, la saturație presiunile agentului frigorific R22 vor fi:
Pentru t0= – 50C, rezulta : p0 = 4,2 bar = 4,2 ·105 N/m2
tc= 550C, rezulta : pc = 22 bar = 22· 105 N/m2
Calculul termic al instalatiei frigorifice
Calculul termic al instalației se dezvoltă pe baza diagramei log p-i(h), pentru freon R22(fig. 4.5).
Cunoscând presiunile și temperaturile de lucru, se determină mărimile de stare în punctele caracteristice( fig.3.1).
– punctul ¨ 1 ¨, rezultă la intersecția orizontalei corespunzătoare presiunii p0=4,2 bar, cu curba de saturație =1, de unde se citește:
h1 =i1=148 kcal/kg=620 kJ/kg
punctul ¨1’¨, rezultă prin prelungirea orizontalei corespunzătoare presiunii p0=4,2 bar cu segmentul , la valoarea schimbului de căldura regenerativ. Considerând temperatura de subrăcire la valoarea =100C, rezultă :
t3’=t3-=tc-=55-10=450C
De aici rezultă că punctul 3’se află pe orizontala corespunzătoare presiunii pc=22 bar și verticalei temperaturii de 45 0C. Diferența de entalpie specifică între punctele 3 si 3’ este :
= i3-i3’=118-114,5=3,5 kcal/kg 15 kJ/kg
Deci : i1’ = i1+qsî=i1+qsr=148 + 3,5=151,5 kcal/kg 635 kJ/kg
v1’ = 0,063 m3/kg
punctul ¨2¨, rezultă la intersecția curbei de entropie specifică constantă, corespunzătoare punctului 1’(s=1,198 kcal/kg K) cu orizontala corespunzatoare presiunii pc=22 bar:
h2=i2=165 kcal/kg=693kJ/kg
punctul ¨4¨, rezultă la intersecția verticalei dusă prin punctul 3’ cu orizontala corespunzătoare presiunii p0= 4,2 bar
i4=i3’= 114,5 kcal/kg=480 kJ/kg
t4=t0= – 50C
Rezultă sarcinile termice specifice:
=h1- h2= 620 – 480 =140 kJ/kg – puterea frigorifică specifică;
=h2 – h3 = 693 – 496=197 kJ/kg – sarcina termică specifică a condensatorului; =h3 – h3’ = 496 – 481=15 kJ/kg – sarcina termică specifică a subrăcitorului;
=h2-h3’=693-481=212 kJ/kg– sarcina termică specifică a condens. și subrăcitorului;
= h2-h1’= 693 – 635 =58 kJ/kg – lucrul mecanic specific de compresiune.
Calculul termic al mașinii frigorifice se reduce la determinarea următoarelor mărimi:
debitul masic de agent grigorific () care circulă prin instalație:
=
debitul volumic efectiv de vapori la aspirația în compresor :
unde : v1’ este volumul specific al vaporilor la intrarea în compresor corespunzătoare punctului 1’ in m3/kg ;
puterea consumată de compresor (în faza de comprimare):
sarcina termică a condensatorului:
sarcina termică a subrăcitorului sau a regeneratorului :
eficiența frigorifică a mașinii :
Fig. 4.5 Diagrama log p-i, pentru monoclor – difluor – metan “ freon 22” (CHF2Cl), [10]
4.3. Calculul compresorului frigorific
4.3.1. Rolul și alegerea tipului constructiv al compresorului
Cele mai raspândite instalații frigorifice sunt cele care utilizează procedeul de compresie mecanică a vaporilor reci de agent frigorific. Elementul esențial al instalației cu comprimare mecanică de vapori este compresorul care are rolul de a menține permanent o diferență de presiune intre partea din instațatie ce primește caldură (vaporizatorul) și care se află la o temperatură joasă, deci la o presiune redusă, si partea din instalație care cedează caldură (condensatorul), și care se află la o temperatură ridicată, deci la o presiune ridicată.
Pentru funcționare, compresorul frigorific consumă lucru mecanic pe care il cedează agentului frigorific sub forma de caldură in timpul comprimării, proces fără de care nu ar fi posibil transferul de căldură de la un corp mai rece la unul mai cald. Vaporii comprimați sunt refulați în condensator, unde se lichefiază la o presiune și temperatură ridicată, cedând mediului ambiant atât caldura necesară în vaporizator din mediul răcit, cât și echivalentul caloric al lucrului mecanic efectuat de compresor.
Analizând tipurile de instalații frigorifice pentru transportul auto realizate in lume, se constată că cele mai utilizate compresoare frigorifice sunt cele cu piston. Totodată ținând cont că în țara noastră singurul tip fabricat în prezent este compresorul frigorific cu piston, cu mișcare rectilinie alternativă, se alege pentru instalația de proiectat un astfel de compresor. În același timp, ținând cont și de sensul de circulație a vaporilor in cilindru, se alege un compresor cu funcționare în contracurent (fig.4.6), compresoare la care supapele de aspirație si cele de refulare sunt montate in placa supapelor din capul cilindrului și astfel circulația vaporilor este în contracurent.
Fig. 4.6. – Compresor in contracurent
Acest tip de compresor oferă o serie de avantaje, care trebuie sa fie luate in considerare la alegerea tipului mașinii:
accesibilitatea la supapa de aspirație care este dispusă sub capacul cilindrului.
înălțimea mai mică și greutatea mai mică a pistonului, ceea ce permite micșorarea gabaritului și greutatea întregului compresor.
se reduc dificultățile de execuție a pistonului, a bloccarterului și a altor piese ale compresorului.
reducerea greutății pistonului permite micșorarea greutății și a dimensiunilor contragreutăților de pe arbore, ori dimensiunile contragreutăților determină înălțimea carterului și lungimea bielei. Acest avantaj conduce la scăderea in plus a gabaritului și greutății compresorului, fară a influența indicii de funcționare și exploatare.
posibilitatea montării segmentului racleur în partea superioară, îmbunătățindu-se astfel ungerea porțiunii celei mai încărcate a pistonului, micșorând uzura pistonului și cilindrului.
posibilitatea de a realiza reglarea debitului compresorului prin menținerea deschisă a discului de închidere a supapei de aspirație.
randamentul mecanic mai ridicat, puterea consumată prin frecare fiind mult mai mică datorită faptului că lungimea pistonului este mai redusă și datorită micșorării forțelor de inerție .
4.3.2. Determinarea principalilor parametrii dimensionali si functionali ai compresorului
stabilirea valorii raportului de comprimare () se face pe baza valorilor presiunilor de vaporizare (p) și de condensare (pc), determinate în paragraful 4.2, cu relația :
Această valoare ne indică faptul că vom avea o comprimare într-o singură treaptă.
stabilirea turației compresorului (nc) și a cursei pistonului (s) se face plecând de la valorile admisibile pentru factorul de inerție :
[ ] (4.4)
și pentru viteza medie a pistonului :
= (4.5)
pentru care se recomandă valorile :[m1,5 · min2] și
[m/s]
Alegând o valoare pentru viteza medie a pistonului rezultă :
= [m] (4.6)
care întrodusă în expresia factorului de inerție conduce la o valoare a turației compresorului :
’= (4.7)
Se alege := 33·10 m1,5 ·min2
și : m/s , înlocuind se obține :
’= rot/min
Această valoare se rotunjește la o valoare care să permită antrenarea directă de la motor, deci se alege turația compresorului :
nc = 2300rot/min
Cu această valoare a turației compresorului se calculează cursa pistonului :
m
Se adoptă :
și se verifică factorul de inerție care trebuie să fie mai mic de 70 ·103 m-1,5·min 2
determinarea diametrului (D) a pistonului și a numărului de cilindrii (ic) se face ținând seama de următoarele considerente :
numărul de cilindri pentru compresoarele frigorifice cu piston se alege în limitele 2…8, ținând seama că mărirea numărului de cilindrii conduce la micșorarea diametrului pistonului și deci la micșorarea maselor în mișcarea de translație, care determină solicitarea asupra pieselor principale ale compresorului și trepidațiile mașinii frigorifice.
pentru construcții uzuale de compresoare frigorifice, valoarea raportului = este recomandată între 0,5…1.
Debitul volumic teoretic total, necesar a fi descris de toate pistoanele compresorului se calculează cu relația :
[m3/s] (4.8)
în care este coeficientul de debit al compresorului determinat cu relația :
(4.9)
unde :
• este coeficientul de debit datorită existenței spațiului mort, definit conform diagramei de calcul a compresorului (fig. 4.7) ;
= 1 – m [()-1] (4.10)
Fig. 4.7. Diagrama de calcul a compresorului
– caderea de presiune la refulare .
– caderea de presiune la aspiratie.
unde : = – este spațiul mort relativ și are valori între 0,02…0,08. Se alege: m = 0,02
Vm : volumul spațiului mort al compresorului
Vc = : volumul cursei pistonului (cilindreea)
p2’ : presiunea din cilindrul compresorului în timpul refulării, considerată constantă în diagrama de calcul
p2’= p2 +
– este pierderea de presiune prin laminarea in supapa de refulare a compresorului :
Deci :
p2’= 22+2,2=24,2 bar
p1 este presiunea medie din conducta de aspiratie
p1 = p0 = 4,2 bar
n’ este exponentul politropic al destinderii de la 3’ la 4’ pentru care se recomandă valoarea : n’=1,08 (pentru freon)
Înlocuind în relația (4.10) se obține :
=1-0,02= 0, 870
•- este un coeficient care ține seama că aspirația se face la presiunea p1’ și nu la presiunea p1 ;
(4.12)
p1’- este presiunea reală din cilindru în timpul aspirației, considerată constantă în diagrama de calcul ;
– sunt pierderile de presiune prin laminare în supapa de aspirație a compresorului :
Inlocuind in relația (4.12) se obține :
• este coeficientul de debit datorită încălzirii la aspirație ;
se recomandă :0, 9
• este coeficientul de debit datorită pierderilor prin neetanșeități ;
se recomandă : 0, 95
Inlocuind toți acești coeficienți în relația (4.10) se obține :
= 0, 870 · 0, 93 · 0,9 · 0, 95 = 0,692
Înlocuind valoarea coeficientului de debit astfel determinat în relația (4.8) se obține
valoarea debitului volumic teoretic :
[m3/s]
În continuare, pentru a se determina numărul de cilindrii (ic) și diametrul pistonului (D) se alege o primă valoare a raportului :
Rezultă, în prima aproximație, diametrul pistonului :
64 mm
La aceste dimensiuni ( S fiind stabilit anterior), volumul generat de pistonul unui cilindru în timpul unei curse este :
[m3]
Ținând cont de valoarea debitului volumic teoretic total (=0,0060 m3/s), de valoarea turației compresorului : nc = 2300 rot/min, și de volumul V1’ rezultă în prima aproximație numărul de cilindrii necesari :
ic’ = = cilindrii
Având în vedere modelele similare, se alege deci un compresor cu ic = 2 cilindri.
Valoarea cilindreii (reale) va fi:
7,8 ·10-5 m3
iar diametrul pistonului :
D = = m
Se adoptă : D = 55 mm
Cu valorile astfel calculate se verifică raportul :
– valoare ce se încadrează în recomandări
4.3.3. Calculul puterii indicate
Pentru a calcula puterea indicată la o turație dată nc, trebuie să se determine mai întâi lucrul mecanic indicat, respectiv presiunea medie indicată.
Lucrul mecanic indicat se poate obține grafic – prin planimetrare sau se poate calcula în funcție de valorile punctelor caracteristice ale diagramei de calcul.
Puterea indicată se calculează cu relația :
[kW] (4.13)
unde pi este presiunea medie indicată
Determinarea punctelor caracteristice ale diagramei de calcul a compresorului
Valoarea spațiului mort, relativ este: m = 0,02 iar volumul cursei este :
Vc=
Rezultă :
V3’=Vm= m ·Vc = 0,02 · 8,3 · 10-5 = 0,17 · 10-5 m3
V1’=Vm+Vc = 0,17 · 10-5+8,3·10-5 = 8,47·10-5 m3
Considerând pierderile de presiune la aspirație și refulare constante, din diagrama de calcul rezultă :
bar
bar
Ținând seama de ecuațiile politropice de comprimare și destindere (p · Vn = ct.), rezultă volumul în punctele 2’ și 4’ din diagrama de calcul :
(4.14)
(4.15)
unde : n – este exponentul politropic la comprimare
n’ – este exponentul politropic la destindere
Se alege : n = n’ = 1,08
Înlocuind în (4.14) si (4.15) se obține:
m3
m3
Cu aceste valori se poate trasa diagrama de calcul a compresorului.
Lucrul mecanic indicat se va obține prin planimetrare, de aceea este necesar să construim cele două politrope cu o bună aproximație.
Pentru aceasta ne folosim de ecuația politropei:
de unde :
Din valorile presiunii px se obține volumul Vx corespunzător .
Valorile necesare trasării politropelor de comprimare, respectiv de destindere se găsesc în tabelele: 4.1 si 4.2
Deci : Vx =
Vy =
unde :
Tab. 4.1. – Valori necesare trasarii politropei de comprimare
Tab. 4.2. – Valori necesare trasarii politropei de destindere :
Cu aceste date se trasează diagrama din fig. 4.8
În urma planimetrării suprafeței diagramei se obține pentru lucrul mecanic indicat valoarea : Li = 11865 [mm2 desen]
Pentru determinarea presiunii medii indicate se împarte lucrul mecanic indicat la valoarea cilindreei [mm desen]
59,92 [mm desen]
Ținând cont că diagrama este desenată la scară, pe scara presiunilor 59,92 60 mm desen, corespunde unei presiuni medii indicate:
= 6 · 105 N/m2 = 6 daN/cm2
Înlocuind în expresia puterii indicate (4.13) se obține :
kW
În continuare se vor alege dimensiunile caracteristice ale pistonului, bielei și arborelui cotit ale compresorului frigorific cu piston, dimensiuni necesare pentru calculul condensatorului și pentru alegerea compresorului și întocmirea desenului său de ansamblu. Ca model pentru alegerea și realizarea desenului de ansamblu al compresorului s-a utilizat un compresor fabricat de Tehnofrig – Cluj – Napoca.
Dimensiunile caracteristice ale echipajului mobil al compresorului sunt reunite în tab. 4.3, pe baza recomandărilor din lucrarea [10]
Tab. 4.3. – Caracteristici dimensionale ale elementelor mobile ale compresorului frigorific
CAPITOLUL 5
PROIECTAREA GENERALĂ A GRUPULUI CONDENSATOR- VAPORIZATOR
5.1. Proiectarea generală a condensatorului
Condensatorul face parte din categoria aparatelor schimbătoare de căldură. În aceste aparate se realizează transferul de căldură între două fluide, în acest caz, între agentul frigorific (freonul) și aerul exterior care prezintă nivele diferite de temperatură.
Fluidul frigorific este purtătorul de căldură și transmite cantitatea de căldură preluată trecând din stare de vapori în stare lichidă.
Condensatorul, asemănător unui radiator de răcire a apei, este constituit dintr-o carcasă care conține conducte paralele orizontale prevăzute cu aripioare de răcire. Este montat în partea din față sus a agregatului, fiind protejat dinspre exterior de un grătar de protecție. În partea dinspre interior (spate) se află un ventilator acționat prin curea de la fulia arborelui cotit al motorului auxiliar, care are rolul de a circula aerul din mediul ambiant printre țevile și aripioarele condensatorului, pentru a răci freonul ajuns aici în stare de vapori. Căldura preluată de freon din interiorul caroseriei, care a dus la trecerea sa în stare de vapori, precum și echivalentul caloric al lucrului mecanic de comprimare, sunt disipate în mediul înconjurător prin intermediul condensatorului, pe calea vehiculării aerului atmosferic printre conductele și aripioarele acestuia de către ventilator.
Datorită cedării căldurii către mediul exterior și presiunii ridicate la care se află, freonul, aflat la intrarea în condensator în stare de vapori, se condensează. Întrucât circulația freonului prin conductele condensatorului se realizează de la partea superioară spre partea inferioară, având traiectoria unei serpentine, secțiunea de jos permite o răcire în plus a freonului lichid și deci creșterea randamentului termic.
Având în vedere că în ultimii ani au apărut numeroase întreprinderi cu profil de frig care produc o gamă largă de instalații frigorifice necesare în industrie, în cele ce urmează se va urmări posibilitatea utilizării unui condensator deja fabricat în țară care să facă față cerințelor implicate de transportul auto.
Pentru aceasta se va verifica condensatorul răcit cu aer fabricat la Alexandria.
La acest condensator registrul de țevi este așezat în angajament de tip coridor, dispunerea țevilor, precum și a lamelelor fiind prezentate în fig.5.1.
În planșa nr.3 sunt prezentate dimensiunile și caracteristicile tehnice ale condensatorului fabricat la Alexandria.
Fig. 5.1 Dispunerea țevilor si lamelelor de răcire ale condensatorului
unde:
S1 este distanța între axele țevilor: S1=0,038m
dt este diametrul țevilor: dt=0,016m
Sl este pasul lamelelor: Sl=0,002m
δl este grosimea lamelelor: δl=0,00023m
Cu aceste date se calculează suprafața secțiunii libere frontale între 2 lamele- Sl1 și secțiunea de trecere efectivă între două lamele St1
Sl1= Sl·S1=2·38=76mm2 (5.1)
St1=(Sl-δl)(S1-dt)=(2-0,23)(38-16)=1,77·22=38,94mm2 (5.2)
Raportul acestor suprafețe determină un alt parametru important:
===0,512 (5.3)
Suprafața secțiunii libere de intrare în condensator și secțiunea de trecere sunt conform planșei nr.3:
Sl= 828·608 = 503424 mm2= 0,503424 m2
St=S l·= 0,503424 · 0,512 = 0,257 m2
Grosimea peretelui de lamele, pe direcția aerului este( conform indicațiilor din cartea tehnică a condensatorului):
B=0,160 m
Cu datele de mai sus se poate calcula căderea de presiune a aerului la trecerea prin registrul lamelelor cu țevi în așezare de tip coridor a condensatorului cu formula, [12]:
Δpac=0,0113(walc·γ)1,7·[kg/m2·s] (5.4)
unde: walc este viteza aerului prin secțiunea liberă a condensatorului, m/s;
γ este masa specifică a aerului, kg/m3
dec este diametrul echivalent în m, se determină cu relația:
dec= (5.5)
Înlocuind vom avea :
dec== 0,003276 m
deci: Δpac=0,0113(walc·γ)1,7·=0,5519(walc·γ)1,7 kg/m2 (5.6)
Pornind de la relația de calcul a sarcinii termice a condensatorului:
=ca·ac·Δtac (5.7)
În care ca este căldura specifică a aerului la temperatura de condensare
(ca=0,24 pentru tc=55˚C)
Δtac este creșterea temperaturii aerului la trecerea prin condensator
Δtac= 50 – 42 =8˚C (vezi fig.4.4)
Rezultă valoarea debitului de aer necesar să fie vehiculat prin condensator, de către ventilatorul său:
ac===5850m3/h (5.8)
Viteza necesară de deplasare a aerului prin condensator va fi:
walc = = = 6,36m/s (5.9)
Suprafața de schimb de căldură necesară condensatorului trebuie să fie:
(Sc)nec = (5.10)
în care k-este coeficientul global de schimb de căldură al condensatorului
k = 21 [12]
(Δtm)c este variația de temperatură medie logaritmică a aerului la trecerea sa prin condensator (vezi fig.4.4)
(Δtm)c= = (5.11)
înlocuind aceste valori în relația (5.10), rezultă:
(Sc)nec==63,67m2
Din planșa nr.3 rezultă că suprafața exterioară a condensatorului ales este de:
Sext=66,03m2
Ceea ce diferă cu aprox.3,5% față de valoarea necesară, eroare admisibilă pentru aceste calcule.
În concluzie, se constată că acest condensator poate fi introdus în instalația frigorifică proiectată.
5.2. Proiectarea generală a vaporizatorului
Vaporizatorul, ca și condensatorul, este un aparat schimbător de căldură, în care agentul frigorific de lucru (freonul) preia căldura unei surse răcind-o sau menținând-o la temperatură scăzută. Fluidul frigorific fierbe absorbind căldura necesară (pentru trecerea din stare lichidă în stare de vapori) de la mediul pe care îl răcește.
Vaporizatorul este un schimbător de căldură prin suprafață, prin conducte trece agentul frigorific, iar la exterior circulă aerul din interiorul caroseriei izoterme, care constituie mediul răcit.
Vaporizatorul care se va utiliza în instalația frigorifică de proiectat va fi ca și condensatorul, un vaporizator fabricat la Alexandria la care registrul de țevi este așezat în aranjament de tip coridor, similar din punct de vedere constructiv cu cel de la condensator. (vezi fig.5.1)
Caracteristicile dimensionale ale aranjamentului de tip coridor sunt aceleași ca cel de condensator, cu deosebirea că pasul lamelelor de răcire este la valoarea Sl = 0,004m.
Cu aceste date se calculează suprafața frontală secțiunii libere între două lamele:Sl1 și secțiunea de trecere efectivă între 2 lamele:St1
Sl1=Sl·S1=4·38=152mm2
St1=(Sl-δl)(S1-dt)=(4-0,23)(38-16)=82,94mm2
Raportul acestor suprafețe determină parametrul:
==82,94/152=0,545
Suprafața secțiunii libere de intrare în vaporizator și secțiunea de trecere sunt similare celor prezentate în planșa nr.3.
Sl = 704·608 = 428032 mm2 = 0,428032 m2
St = Sl·= 0,428032· 0,545 = 0,233m2
Grosimea pachetului de lamele pe direcția aerului este (conform indicațiilor din cartea tehnică):
B=0,342m
Cu datele de mai sus se poate calcula căderea de presiune a aerului la trecerea prin lamele cu țevi în așezare de tip coridor cu formula:
Δpav=0,0113 (walv·γ)1,7 [kg/m2]
unde: walv este viteza aerului prin secțiunea liberă a vaporizatorului;
γ este masa specifică a aerului, kg/m3
dec este diametrul echivalent, în m, care se calculează cu aceeași relație ca și la condensator.
Deci dec==0,006436 m
Rezultă:
Δpav=0,0113 (walv·γ)1,7=0,600(walv·γ)1,7 [kg/m2] (5.12)
Pornind de la relația de calcul a sarcinii termice a vaporizatorului:
= ·qv= ·q0 = 0,066·140 = 9,24kw = 7983 kcal/h
sau v = ca·av·Δtav (5.13)
în care ca – este căldura specifică a aerului la temperatura de vaporizare (ca=0,29kcal/m3·˚C pentru tv=-5˚C)
Δtav este variația de temperatură a aerului la trecerea prin vaporizator
Δtav=10-2=8˚C (vezi fig.4.3)
Rezultă valoarea debitului de aer necesar să fie vehiculat prin vaporizator, de către ventilatorul său:
av===3440m3/h
Viteza necesară de deplasare a aerului prin vaporizator va fi:
walv===4,09m/s
Suprafața de schimb de căldură necesară vaporizatorului trebuie să fie:
(Sv)nec= (5.14)
în care k este coeficientul global de schimb de căldură al vaporizatorului (similar cu cel al condensatorului)
k=21 kcal/m2·h·˚C
(Δtm)v este variația d temperatură medie logaritmică a aerului la trecerea prin vaporizator (vezi fig.4.3)
(Δtm)v= ==10,5˚C (5.15)
înlocuind aceste valori în relația (5.14), rezultă:
(Sv)nec==36,20m2
Din cartea tehnică a vaporizatorului fabricat la Alexandria rezultă că suprafața sa exterioară are valoarea :
Sext=37,72m2
Ceea ce diferă cu aproximativ 4,2% față de valoarea necesară, eroare, de asemenea, admisibilă pentru aceste calcule.
5.3. Dimensionarea ventilatoarelor pentru condensator și vaporizator
Ventilatoarele sunt mașini rotative pentru măsurarea presiunii aerului, și au valori reduse.
Atât pentru condensator cât și pentru vaporizator, se aleg ventilatoare axiale, deoarece prezintă următoarele caracteristici:
-dimensiuni reduse;
-avantajoase în cazurile în care spațiul este limitat;
-cost redus;
-turație mică;
-funcționare silențioasă.
Alegerea ventilatoarelor axiale, cu palete plane neprofilate a fost determinată și de faptul că sistemul în care se montează nu conține tubulatură de aer.
Randamentul acestor ventilatoare este scăzut, dar consumul de putere este redus datorită presiunii mici necesare, astfel încât criteriul privitor la randament poate fi subordonat avantajelor create de spațiu și cost.
Criteriul principal după care se face alegerea ventilatoarelor îl reprezintă debitul de aer vehiculat. Având în vedere acest lucru rezultă:
Pentru ventilatorul vaporizatorului:
Debitul de aer deja stabilit: Vav=3640m3/h=0,95m3/s determină alegerea unui ventilator axial cu următoarele caracteristici:
-diametrul rotorului: D=0,506m
-diametrul butucului: d=0,122m
Ținând cont de aceste caracteristici se determină parametrii:
-suprafața activă de trecere a aerului prin rotor.
Sact=(D2-d2)=(0,5062-0,1222)=0,1894m2
-viteza axială a aerului:
wa===5m/s
-masa specifică a aerului la temperatura tacv=2˚C este:
γ=1,23kg/m3
-densitatea aerului corespunzătoare:
ρ===0,125kgs2/m4
-presiunea dinamică
(pd)v=ρ=0,125·=1,567kg/m2
-presiunea statică (egală cu căderea presiunii aerului la trecerea prin vaporizator), se determină cu relația (5.12):
(Δpst)v=Δpav=0,600·(4,09·1,23)1,7=9,352kg/m2
-presiunea totală:
(pt)v=(pd)v+(Δpst)v=1,567+9,352=10,92kg/m2
-randamentul ventilatorului se adoptă la valoarea:
ηv=0,6
-puterea consumată la arborele ventilatorului va fi:
(pv)v===0,17k
Pentru ventilatorul condensatorului
Debitul de aer deja stabilit (vezi5.1): Vax=5850m3/h=1,625m3/s, determină alegerea unui ventilator axial cu următoarele caracteristici:
-diametrul rotorului : D=0,612m
-diametrul butucului : d=0,150m
Ținând cont de aceste caracteristici se calculează următorii parametrii:
-suprafața activă de trecere prin rotor:
Sact=(D2-d2)=(0,6122-0,1502)=0,2765m2
-viteza axială a aerului:
wa===5,87m/s
-masa specifică a aerului la temperatura de ieșire din condensator,taec=50˚C, este:
γ=1,04kg/m3
-densitatea aerului corespunzătoare.
ρ===0,106kgs2/m4
-presiunea dinamică:
(pd)c=ρ=0,106·=1,83kg/m2
-presiunea statică corespunzătoare se determină cu relația (5.6):
(Δpst)c=Δpac=0,5519·(6,36·1,04)1,7=13,7kg/m2
-presiunea totală.
(pt)c=(pd)c+(Δpst)c=1,83+13,7=15,53kg/m2
-randamentul ventilatorului:
ηv=0,6
-puterea consumată la arborele ventilatorului:
(pv)c===0,41kW
CAPITOLUL 6
STUDIUL METODOLOGIEI DE ÎNTREȚINERE ȘI A INSTALAȚIEI FRIGORIFICE MONTATĂ PE AUTOVEHICUL
6.1. Aparatele ce asigură automatizarea, controlul și urmărirea funcționări instalației
Instalația frigorifică este echipată cu o instalație electrică de o complexitate ridicată, capabilă să îi asigure funcționarea în regimurile descrise în cap.3, în vederea menținerii temperaturii comandate. O altă funcție a instalației electrice este aceea de a porni motorul și de a încărca bateria de acumulatoare.
Pentru realizarea funcției sale de automatizare, control și urmărire a funcționării
instalației frigorifice este nevoie de următoarele aparate:
Ampermetru – care indică dacă bateria de acumulatoare este încărcată de către alternator în timpul funcționării instalației și curentul consumat de bujiile incandescente pe timpul preîncălzirii în vederea pornirii motorului.
Siguranța termică automată – care are rolul de a opri agregatul în cazul scăderii presiunii uleiului în motor sub o anumită valoare(1,05bari) sau al creșterii temperaturii apei din sistemul de răcire peste 104˚C. (valorile limită sunt pentru modelul NWD 30-T.K.)
Întrerupător de preîncălzire și pornire-care alimentează bujiile incandescente.
Contor de ore – care înregistrează numărul orelor de funcționare a motorului. Înregistrarea numărului de ore de funcționare permite executarea lucrărilor de întreținere la intervale de timp normate și urmărirea consumurilor de combustibil și lubrifianți.
Întrerupător pentru comanda dezghețării- care se acționează manual și servește la dezghețarea vaporizatorului.
Indicatoare luminoase- care indică regimul de funcționare al instalației.
Termostat- care reglează temperatura din interiorul camerei frigorifice comandând turația motorului.
Întrerupătorul presostatic – pentru presiune mare a freonului- care este montat pe colectorul de evacuare a freonului din compresor. La atingerea valorii de 21 bari a presiunii la refulare a freonului, motorul se oprește. O nouă pornire este posibilă sub 16 bari.
Termometru – care indică temperatura din interiorul caroseriei frigorifice.
Manometrul presiunii freonului- care este legat printr-o conductă la aspirația compresorului și indică valoarea presiunii de aspirație în timpul funcționării.
Indicatorul presiunii uleiului – care este legat printr-o conductă cu rampa de ungere a motorului, astfel că va indica valoarea presiunii uleiului în timpul funcționării motorului.
Indicatorul temperaturii apei de răcire din motor – care este legat la sistemul de răcire și indică temperatura apei, a cărei valoare normală este în jur de 82˚C.
Toate aceste aparate, întrerupătoare, indicatoare asigură urmărirea funcționării instalației în bune condițiuni.
6.2. Exploatarea instalației frigorifice
Asigurarea calității și fiabilității instalațiilor frigorifice impune respectarea unor condiții de bază, după cum urmează:
-utilizarea materialelor de calitate ireproșabilă.
-prelucrarea la înaltă precizie a pieselor componente
-respectarea unei igiene industriale pe tot parcursul fabricației, dar în deosebi la asamblări și montaj
-reglarea cu exigență maximă a aparatajului de protecție, comandă și automatizare.
-asigurarea unui SERVICE intern, precum și asigurarea celui extern.
În vederea asigurării unei exploatări adecvate este foarte important ca instalația frigorifică să nu fie deschisă când este în vacuum. Dacă se schimbă o piesă iar pentru aceasta se impune deschiderea instalației, se recomandă și schimbarea filtrului deshidrator.
Dacă agregatul a stat sau a funcționat un timp oarecare fără încărcătură de gaz refrigent din cauza unei scurgeri, instalația trebuie vacuumată cu o pompă de vid după ce, în prealabil, scurgerea a fost remediată și înainte de a se fi încărcat cu agent refrigerent.
Agregatul nu trebuie să funcționeze niciodată fără încărcătură de gaz refrigerent sau cu o conductă din instalația frigorifică spartă, deoarece aceasta va cauza uzarea (oxidarea) uleiului frigorific din compresor, urmată de o “contaminare” a întregii instalații care conduce la murdărirea (blocarea) supapelor compresorului. Orice cantitate de aer prezentă în instalația frigorifică va conține umiditate, care va avea ca efect scăderea randamentului termic.
O cantitate mai mare de freon în instalație decât care prescrisă are, de asemenea, efect nefavorabil asupra instalației.
6.2.1. Verificări înainte de pornire
Înainte de punerea în funcțiune a agregatului se fac o serie de verificări:
-nivelul uleiului din motor
-nivelul antigelului din sistemul de răcire a motorului
-scurgeri de ulei, combustibil, antigel, agent de răcire
-nivelul electrolitului din bateria de acumulatoare, starea bornelor, legăturile și conexiunilor acestora, fixarea bateriei
-starea clapetei din hora de răcire, dacă este acționată, dacă are arcurile de readucere în stare bună
-condensatorul dacă este necesar se va curăți
-tubulatura de aer din interiorul caroseriei frigorifice
-starea aparatelor de bord
-nivelul uleiului din compresor
-nivelul freonului.
6.2.2. Verificări după pornire
După pornire se vor verifica și urmării:
-nivelul presiunii uleiului din motor;
-indicațiile termometrului antigelului din motor;
-încărcarea indicată de ampermetru;
-valorile presiunii de aspirație la manometrul de presiune a freonului;
-aprinderea lămpilor, care indică regimul de funcționare al instalației;
-prin rotirea înceată a butonului termostatului în jurul valorii temperaturii indicate de termometru se va observa schimbarea regimurilor de funcționare și intrarea în turație a motorului la valorile cunoscute ale temperaturii concomitent cu variația presiunii la manometrul de freon;
-evoluția temperaturii în caroserie, în funcție de regimul în care lucrează agregatul;
funcționarea în regim de dezghețare și terminarea automată a acestui regim;
schimbarea regimului de funcționare când temperatura caroseriei a ajuns la valoarea comandată.
6.3. Stabilirea metodologiei de diagnosticare
Punctul de plecare al constatărilor deficiențelor pentru partea de “frig” îl constituie temperaturile și presiunile diferitelor elemente ale instalației, așa cum se va arăta în continuare.
6.3.1. Temperatura din interiorul caroseriei
Temperatura din interiorul caroseriei frigorifice- indicată pe termometru- este un parametru pentru funcționarea normală sau anormală a instalației.
Dacă temperatura nu poate fi reglată la nivelul celei comandate de la butonul termostatului, aceasta poate avea una din următoarele cauze:
Circulația incorectă a aerului rece în interiorul caroseriei, datorită unei stivuiri sau așezări înghesuite a încărcăturii. Aerul rece trebuie să circule liber în jurul încărcăturii, iar la fructe și legume proaspete și prin aceasta.
Întinderea insuficientă a curelei care antrenează arborele ventilatoarelor condensatorului și vaporizatorului.
Turația motorului sub valoarea 1350-1400rot/min.
Murdărirea serpentinelor condensatorului sau vaporizatorului are același efect ca și depunerea de gheață, îngreunând trecere aerului și deci diminuarea schimbului de căldură.
O solicitare excesivă a instalației din cauza deschiderii ușilor frigorifice.
6.3.2. Presiunea de refulare din compresor
Presiunea de refulare variază în funcție de temperatura de condensare și de presiunea de admisie și este influențată de următorii factori:
aerul, necondensabil în instalație, duce la o creștere a presiunii în funcție de cantitatea de aer aflată în instalație;
restrângerea circulației aerului printre serpentinele condensatorului, urmare a depunerii de murdărie între aripioarele acestuia, duce la creșterea presiunii de refulare;
o cantitate prea mare de freon în instalație conduce la creșterea presiunii de refulare;
o strangulare a circuitului freonului între compresor și valva de expansiune (presiune mare);
o cantitate prea mică de freon în instalație face ca presiunea de refulare să fie prea mică.
6.3.3. Temperatura conductei de lichid de la rezervorul de freon la valva de expansiune
În timpul funcționării normale a agregatului, această conductă va fi puțin mai caldă decât temperatura mediului ambiant. Dacă această conductă este exagerat de caldă sau de rece, indică condiții anormale, cauzele putând fi următoarele:
strangularea conductei într-un loc oarecare va avea ca urmare o destindere a freonului după acel loc, în sensul de circulație, fapt ce va conduce la răcirea conductei începând cu locul strangulării;
o cantitate prea mică de freon în instalație. Dacă în rezervorul de freon nu se află lichid, freonul va părăsi rezervorul sub formă de vapori calzi și astfel va încălzi conducta de lichid.
6.3.4. Temperatura conductei de aspirație la compresor
Prin conducta de aspirație freonul ajunge de la vaporizator la compresor, trecând prin mantaua schimbătorului intern de căldură, separatorul de lichid, furtunul de aspirație și regulatorul de presiune la aspirație. Temperatura acestei conducte este influențată de aceeași factori ca și la conducta de lichid. În timpul funcționării normale, conducta este rece fără să prezinte urme de gheață sau brumă. Dacă are depuneri de gheață sau brumă înseamnă că este o strangulare, ceea ce face ca pe vaporizator să se depună multă gheață.
6.3.5. Presiunea la aspirația în compresor
Presiunea de aspirație variază în funcție de temperatura din caroseria frigorifică. Presiuni anormale pot fi cauzate de:
vaporizator. Depunerea de prea multă gheață pe vaporizator are întotdeauna ca urmare o presiune de aspirație scăzută;
antrenarea uleiului frigorific în cantitate prea mare în instalația frigorifică. Prea mult ulei în instalația frigorifică poate duce la o strangulare în filtru deshidrator sau în valva de expansiune și deci la scăderea presiunii de aspirație și a randamentului de răcire;
strangularea în conducta de lichid. Din cauza unei obturări la ieșirea din rezervorul de freon în filtrul deshidrator sau în valva de expansiune poate rezulta scăderea presiunii de aspirație;
cantitate insuficientă de freon în instalație;
valva de expansiune defectă. Dacă tubul capilar este rupt, valva va închide și compresorul care va intra în vacuum. Dacă șurubul de reglaj al valvei de expansiune este prea strâns (reglaj prea mare al supraîncălzirii) va avea loc o scădere a presiunii de aspirație. Dacă șurubul este prea puțin strâns (reglaj prea mic al supraîncălzirii) cuiul poanton va deschide prea mult și va duce la creșterea presiunii de aspirație.
6.3.6. Alte defecțiuni
Dacă în timpul funcționării carterul compresorului este rece, se va opri imediat motorul, cauza putând fi pătrunderea freonului lichid în compresor.
Defectarea triplei valve se poate manifesta în diferite feluri.
Când nu etanșează pistonașul din stânga care închide trecerea freonului spre serpentina de decongelare atunci când agregatul funcționează în regim de răcire, poate avea drept consecință creșterea presiunii de aspirație și scăderea randamentului de răcire. Dacă pistonul din dreapta este defect și nu etanșează, tripla valvă nu va permite funcționarea în regim de decongelare sau încălzire.
Defectarea schimbătorului de căldură în sensul spargerii conductei sale interioare care face parte din conducta de lichid, conduce la creșterea presiunii de aspirație și, concomitent la scăderea presiunii de refulare, urmate de scăderea randamentului frigorific.
Alături de alte defecțiuni mai pot apare și altele care, împreună cu cauzele care le-au generat sunt indicate în tab.6.1.
6.4. Întreținerea instalației frigorifice
Compresorul- se verifică aspectul organelor și mecanismelor articulațiilor,
îmbinărilor curățirea și ungerea la fiecare 4 luni. Anual se execută demontarea compresorului, se face ajustarea cuzineților uzați, înlocuirea segmenților, șlefuirea supapelor, controlul pompei de ulei, curățirea filtrului de aspirație și refulare. O dată la 6 ani se execută o reparație capitală la care se execută: alezarea cilindrilor, rectificarea arborelui cotit sau înlocuirea lui dacă este cazul, înlocuirea pistoanelor deteriorate.
Condensatorul- se controlează o dată la 6 luni și constă în verificarea aspectului îmbinător, stării țevilor, ventilelor de apă, reglajul debitelor la conductele principale. Reparația curentă se execută o dată pe an și constă în dezâncrustarea pietrei de pe conducte și jgheaburi, reglajul debitelor. Reparația capitală se face o dată la 10 ani, înlocuind 50% serpentinele, ventilele, schimbarea compartimentului condensorului.
Ventilele- cele de aspirație, refulare și siguranță se repară odată cu compresorul.
Vaporizatorul- se revizuire la 3 luni, verificând înclinarea, fixarea conductelor etanșeitatea ventilelor. Reparația curentă se execută odată pe an cu revizia serpentinelor, controlul armăturilor de intrare și ieșire. Reparația capitală se execută odată la 10 ani cu schimbarea țevilor până la 50% și a armăturilor defecte. Se vopsesc și se face proba de etanșeitate.
Armăturile și conductele- se verifică odată la 3 luni, verificând aspectul exterior, fixarea țevilor, închiderea și deschiderea armăturilor. Reparația capitală se execută odată la 10 ani, înlocuind conductele până la 50%.
Filtrele- periodic odată la 2 luni cu verificarea exterioară a corpurilor și înclinarea la conductele de aspirație. O data la 5 ani se execută reparația capitală schimbând în plus sita.
Aparatele de măsură- se revizuiesc periodic odată pe lună, verificând modul de fixare al aparatelor, starea montajului și contactelor. Reparația curentă se face la fiecare 6 luni verificând justețea indicațiilor de pe locul de instalare cu un aparat etalon. Repararea se face de către metrologi specializați în ateliere sau laboratoare autorizate.
CAPITOLUL 7
PROCESUL TEHNOLOGIC DE MONTARE A INSTALAȚIEI FRIGORIFICE PE AUTOVEHICUL ȘI DE DEMONTARE DE PE AUTOVEHICUL
În vederea montării instalației frigorifice pe autocamionul furgon, se parcurg următoarele etape:
se aduce autocamionul, complet echipat, la locul de montare al instalației.
se pregătesc elementele componente ale instalației în vederea montării lor pe autovehicul ( se verifică integritatea lor constructivă );
se decupează în caroseria izotermă, pe peretele frontal găurile de acces pentru lagărul ventilatoarelor și conductelor de freon;
se montează în interiorul caroseriei grupul vaporizator – ventilator prin intermediul suporților fixați pe peretele frontal;
se montează tubulatura metalică din tablă necesară orientării curentului de aer frigorific spre interiorul caroseriei, verificându-se cotele de montaj prevăzute în planșa numărul 1;
se montează, în exteriorul caroseriei izoterme, pe peretele frontal, ansamblul condensator – ventilator – compresor și motor auxiliare, pe suporții metalici fixați de caroserie;
se montează carcasa de protecție metalică a grupului de răcire din exterior;
se verifică sistemul de fixare al construcției metalice, precum și legăturile dintre elementele componente ale instalației;
se montează scara de acces la construcție metalică amplasată în exterior, pe peretele frontal;
se execută câteva probe funcționale ale instalației, verificând etanșeitățile conductelor de legătură, nivelul zgomotului produs de instalație în timpul funcționării și gradul de răcire al interiorului caroseriei izoterme.
Pentru demontarea instalației frigorifice de pe autocamion, operațiile se execută în ordinea inversă de la montare.
BIBLIOGRAFIE
Popa L. – Autovehicule și instalații speciale, notițe de curs, U.P.B.,
Fac. Transporturi, an universitar 2003-2004
2. Frățilă, Gh. – Calculul și construcția autovehiculelor, E.D.P., București 1974
Stoicescu, A. – Dinamica autovehiculelor I+II, notițe de curs, U.P.B., Fac.
Transporturi
4. Untaru, M., – Dinamica autovehiculelor pe roți, E.D.P., București 1984
5. * * * * * * – INUFA Katalog, Germania 1994
6. * * * * * * – Catalog de produse S.C. AUTOMECANICA S.A. Mediaș
7. * * * * * * – ROMAN 16.215 FK, Fișă tehnică, S.C. ROMAN S.A.
Rumșiski, L.Z.- Prelucrarea matematică a datelor experimentale, Ed. Tehnică
București, 1974
9. * * * * * * – TOFAN GRUP, Catalog de produse, 1999
10.Radcenco,V.,șa – Procese în instalații frigorifice, E.D.P, București, 1983
11. * * * * * * – KONVEKTA – Catalog de produse, septembrie 1994
12. Răducanu,P – Calculul, constructia și designul schimbătoarelor de căldură,
U.P.B, 2000
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: Autovehicule Necesare la Proiectarea Instalatiilor Speciale (ID: 161447)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.