PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori [620413]
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
CAPITOLUL 1
NOTIUNI INTRODUCTIVE PRIVIND CICLURILE
TERMODINAMICE INVERSATE
1.1. Agenți frigorifici
Istoricul agenților frigorifici începe în anul 1834, când americanul Jacob Perkins
brevetează o mașină frigorifică funcționând prin comprimare mecanică de vapori, utilizând ca
agent frigorific oxidul de etil. Utilizarea unei asemenea mașini s -a dovedit rapid limitată de
nivelul ridicat de inflamabilitate al acestui agent.
În 1876 Carl von Linde, datorită utilizării amoniacului ca agent frigorific, permite
adevărata dezvoltare a instalațiilor frigorifice prin comprimare mecanică de vapori.
În 1880, introducerea unui nou agent frigorific, anhidrida carbonică, reprezintă începutul
utilizării instalațiilor frigorifice pentru îmbarcarea la bordul navelor a produselor alimentare.
În 1920, prin utilizarea anhidridei sulfuroase și a clorurii de metil, apar primele mașini
frigorifice de uz casnic sau comercial.
Începând din 1930, apar primele hidrocarburi fluorurate și clorurate (CFC). Datorită
caracteristicilor foarte interesante din punct de vedere termodinamic și datorită marii lor stabilități atât termice cât ș i chimice, utilizarea acestora va aduce o ameliorare considerabilă
atât a fiabilității cât și a siguranței în funcționare a instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică. Așa se explică de ce în comparație cu amoniacul și clorura de metil, aceste
substanțe poartă denumirea de agenți frigorifici de siguranță.
În numeroase țări, pe lângă denumirea de freoni, agenții frigorifici pot fi întâlniți și sub
diverse denumiri comerciale, care pentru același produs diferă de la țară la țară și de la un
producător l a altul. R12 de exemplu, este numit Forane 12 (denumirea comercială a Uzinei
Kuhlmann din Franța), Flugene 12 (denumirea comercială a firmei Pechine Saint -Gobain din
Franța), sau Genetron 12 (denumirea comercială a societății Allied Chemical din S.U.A.). Î n
unele publicații științifice, chiar și denumirea de freoni, pentru desemnarea agenților frigorifici, este considerată comercială.
Un agent (fluid) frigorific este o substanță care evoluează în circuitul unei instalații
frigorifice și care, datorită unui proces endoterm, constând în schimbarea de fază a substanței
din starea lichidă în cea de vapori, într -un vaporizator, permite producerea frigului prin
absorbția de că ldură. Aceasta că ldură este evacuată în exteriorul instalației printr -un proces
exoterm , constând în schimbarea de fază inversă, din vapori în lichid, într -un condensator.
Agenții frigorifici sunt substanțe omogene sau amestecuri de substanțe care preiau, în
cursul ciclului frigorific, căldura de la mediul ce trebuie răcit și o cedează la o temperatură mai ridicată unui altui mediu (în general mediul ambiant). Aceștia trebuie s ă îndeplinească o
serie de cerințe termodinamice, fizico -chimice, fiziologice, economice și de protecția
mediului. Proprietățile termodinamice trebuie să corespundă cerințelor impuse de schema și tipul instalației frigorifice, precum și de nivelul de temperatură al celor două surse de căldură,
în special de cel al frigului produs.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
1.2. Proprietăți ale agenților frigorifici
Proprietățile agenților frigorifici sunt impuse de schema și tipul instalației, precum și de
nivelurile de temperatură ale celor două surse de căldură. Câteva dintre aceste proprietăți sunt
următoarele:
– presiunea de vaporizare trebuie să fie apropiată de presiunea atmosferică și ușor
superioară acesteia, pentru a nu apare vidul în instalație;
– presiunea de condensare trebuie să fie cât mai redusă, pentru a nu apare pierderi de agent
frigorific și pentru a se realiza consumuri energetice mici în procesele de comprimare impuse de funcționarea acestor instalații;
– căldura preluată de un kilogram de agent, prin vaporizare, trebuie să fie cât mai mare,
pentru a se asigura debite masice reduse;
– căldura specifică în stare lichidă trebuie să fie cât mai mică, pentru a nu apare pierderi
mari prin ireversibilități interne, în procesele de laminare adiabatică;
– volumul specific al vaporilor trebuie să fie cât mai redus, pentru a se obține dimensiuni
de gabarit reduse, ale compresoarelor;
– să nu prezinte pericol de inflamabilitate, explozie și toxicitate;
– să nu fie poluanți (este cunoscut faptul că unii agenți frigorifici clasici și anume câteva
tipuri de freoni, contribuie la distrugerea stratului de ozon al stratosferei terestre);
– să prezinte o contribuție cât mai scăzută la încălzirea globală (este conoscut că o serie de
substanțe utilizate în tehnică odată ajunse în atmosferă, contribuie la încălzirea globală a
planetei, fenomen denumit și efect de seră).
Pentru a nu se utiliza denumirile chimice complicate ale acestor substanțe, ag enții
frigorifici au fost denumiți freoni, sunt simbolizați prin majuscula R, (de la denumirea în
limba engleză – Refrigerant) și li s -a asociat un număr determinat în funcție de compoziția
chimică. Principalele caracteristici ale unor agenți frigorifici s unt prezentate în tabelul 1.
Agenții frigorifici trebuie să fie de asemenea inerți față de metale și materialele de
etanșare, să nu fie inflamabili, să fie stabili din punct de vedere chimic în domeniul de
utilizare, să nu fie toxici și să aibă costuri reduse .
Alegerea agenților frigorifici se face în fiecare caz în parte funcție de scopul instalației,
condițiile de lucru, particularitățile constructive și criteriile economice.
În tabelul 1.1 sunt prezentate fluidele frigorifice recomandate spre utilizar e funcție de tipul
instalației și domeniul de temperatură.
Tabelul 1.1. Domenii de utilizare a agenților frigorifici
Tipul instalației Domeniul de
temperatură Agentul frigorific
Pompe de căldură
Foarte înaltă temperatură(cascadă
cu doi agenți frigorifici)
Înaltă temperatură
Recuperare de căldură și încălzire locală (sursa caldă)
120 la 160 ˚ C
70 la 120 ˚ C
35 la 70 ˚ C
Apă, R114 sau R142b
R 114, R142 b
R12, R500, R22, R502
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Instalații de aer condiționat
Putere mare(turbocompresoare,
absorbție)
Putere medie(compresoare volumetrice)
Putere redusă
Condiționare aer automobile (sursa rece)
0 la 10 ˚ C
R11, R12, apă(absorbție)
R22, R12
R12
R12 , R134 a
Instalații frigorifice cu temperaturi
moderat scăzute(compresie într -o
singură treaptă)
Putere mare
Putere medie
Putere redusă
-5 la – 20 ˚C
NH3, R717, R22
R12, R22, R502
R12
Instalații frigorifice cu temperaturi
joase curente
Putere mare(compresie în două
trepte
Putere medie(compresie într -o
singură treaptă – magazine)
Putere redusă(congelatoare)
-20 la – 50 ˚C
NH3, R22, R502,R1381
R502 R502
Instalații frigorifice cu temperaturi
foarte coborâte
Ciclurile „in cascada” clasice(mai
multi agenti frigorifici separati)
Cicluri „cu cascada integrata” lichefierea gazului natural)
-50 la – 160 ˚ C
Înaltă
temperatură
R12, R22,
R502, NH 3,
C3H6
Joasă
temperatură
R13, R23, R503, C
2H4,
CH 4
1.3. Scurt istoric privind producerea frigului artificial
Efectele frigului asupra omului și asupra produselor alimentare a fost constatat din
cele mai vechi timpuri. Încă din antichitate, în zonele cu climă caldă, s -au utilizat zăpada și
gheața din munți pentru "condiționarea aerului" și pentru păstrarea aliment elor. Aplicațiile
frigului, ca metodă de conservare, datează din timpuri imemoriale.
Eficiența frigului din acest punct de vedere a fost demonstrată prin descoperirea în
zonele frigului veșnic, a unor corpuri de animale (mamuți) perfect conservate pe dura ta a mii
de ani. În secolul XVIII se cunoșteau deja circa 10 -15 amestecuri pentru scăderea
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
temperaturii. Ca exemplu clorura de calciu (CaCl2) în amestecată cu zăpadă permite scăderea temperaturii până la –32,8°C.
Producerea frigului artificial a început relativ recent și câteva dintre cele mai
importante repere cronologice pot fi considerate următoarele:
– 1748 William Cullen de la Universitatea din Glasgow, Scoția, realizează prima
demonstrație de producere a frigului artificial, prin evaporarea unui agent termodinamic în vid parțial (sub depresiune);
– 1805 Oliver Evans din Philadelphia, statul Pensylvania, S.U.A., realizează un sistem
de răcire în circuit închis, prin comprimare de vapori;
– 1844 John Gorrie din Florida, S.U.A., descrie într -o lucrare mașina produsă de el
pentru producerea de gheață și aer rece necesare spitalului său. Această mașină poate să fie considerată prima din lume destinată r ăcirii și producerii aerului condiționat;
– 1859 Ferdinand Carré din Franța, realizează prima mașină din Europa, destinată
producerii de gheață, funcționând însă pe un alt principiu, cel al absorbției;
– În a doua jumătate a secolului XIX, producția frigului artificial este caracterizată de
un avânt deosebit. Astfel, în această perioadă se instalează prim ele instalații frigorifice pe
nave, aceste echipamente fiind destinate transportului de carne din Australia și Argentina, spre Europa. Probabil, marinarii acestor nave au fost primii oameni care au consumat carne congelată;
– 1929 Clarence Birdeye din S.U .A., realizează pentru prima dată congelarea de
produse perisabile;
– După al doilea război mondial se extinde mult industria conservării prin frig, apar
numeroase utilaje și procedee noi.
1.4. Tehnologii industriale unde se utilizează temperaturile scăzute
Frigul artificial joacă un rol important în dezvoltarea numeroaselor ramuri ale
economiei, în apariția unor ramuri ale tehnicii precum și în îmbunătățirea condițiilor de trai
ale populației.
Una dintre cele mai scăzute temperaturi realizate artificial pe Pământ, a fost realizată
în 1967 la "Naval Research Laboratory", având o valoare sub 10 -6K.
Se remarcă, în special, utilizarea frigului în:
• industria alimentară, pentru conservarea, tratament ul termic, păstrarea produselor
alimentare ușor alterabile, în vinificație, industria berii, înghețatei, produselor din carne și pește, de cofetărie etc.;
• construcția de mașini, pentru obținerea oxigenului și gazelor inerte necesare pentru tăierea
și sudar ea metalelor, precum și pentru prelucrarea oțelurilor la temperaturi joase, ceea ce
permite mărirea durității și a rezistenței. Micșorarea plasticității și creșterea durității la
temperaturi joase permite mărirea eficacității prelucrării mecanice a multor materiale.
Trebuie remarcat și faptul că utilizarea frigului în tratamentul termic al metalelor permite stabilizarea dimensiunilor pieselor de precizie și obținerea structurii necesare, încovoierea conductelor cu ajutorul decongelării apei etc.;
• metalurgie , pentru intensificarea proceselor de topire a oțelului, elaborarea fontei,
feroaliajelor și a metalelor neferoase prin îmbogățirea aerului insuflat cu oxigen;
• industria chimică, pentru separarea amestecurilor de gaze și, în particular, a aerului cu
obține rea oxigenului, azotului și a gazelor inerte. De asemenea, frigul este utilizat pentru
condensarea vaporilor, uscarea gazelor, separarea soluțiilor complexe, cristalizarea
sărurilor, reglarea sensului și vitezei reacțiilor chimice, precum și în scopul extr agerii
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
deiterului din hidrogen tehnic, utilizat și în fabricarea fibrelor sintetice, a materialelor
plastice precum și a cauciucului sintetic;
• industria farmaceutică, pentru producerea medicamentelor pe bază de penicilină,
streptomicină, eter etc.;
• industr ia minelor și de construcții, pentru congelarea solurilor și consolidarea minelor;
• medicină, pentru răcirea locală în scop de anestezie în intervențiile chirurgicale, precum și pentru păstrarea unor organe în scop de transportare;
• industria transporturilor feroviare, rutiere și maritime, pentru transportarea produselor
alimentare, a gazelor lichefiate și a peștelui;
• energetică, pentru crearea diferitelor dispozitive bazate pe super -conductibilitate,
transformatoare și generatoare de putere mare, linii de t ransport a energiei electrice;
• aviație și cosmonautică, pentru alimentarea cu oxigen a oamenilor la altitudine și în
spațiul cosmic, pentru condiționarea aerului și pentru răcirea aparaturii electronice;
• sport, pentru realizarea patinoarelor artificiale;
• comerț și alimentație publică, pentru conservarea calității produselor prin asigurarea unor
condiții de microclimat necesare, expunerea produselor alimentare în vederea vânzării
prin realizarea incintelor de depozitare cu suprafețe mari vitrate sau cu perdele de aer, producerea unor categorii de produse cum ar fi înghețate, produse congelate, gheață ș.a.;
• gospodărie, pentru păstrarea și tratamentul termic al produselor alimentare.
1.5. Instalații de producere a frigului artificial
Clasificarea instalațiilor de producere a frigului artificial se face în general după
următoarele criterii :
– principiul de funcționare;
– tipul ciclului frigorific;
– periodicitate.
După principiul de funcționare instalațiile frigorifice utilizate în industrie, comerț sau
aplicații casnice pot fi cu compresie mecanică de vapori, cu compresie de gaze, cu absorbție (compresie termochimică), cu ejecție sau termoelectrice. Mai există și alte procedee de producere a frigului artificial (magnetocaloric, pri n efect Ettinghaus, ș.a.) , care nu și -au găsit
încă o aplicație industrială. În consecință, procedeele de producere a frigului pot fi
termodinamice, electrice și magnetice.
Instalațiile frigorifice cu compresie mecanică utilizează proprietățile elastice ale
gazelor și vaporilor ce se manifestă prin creșterea temperaturii lor în timpul comprimării și
scăderea temperaturii în procesul de destindere.
Instalațiile cu absorbție sau compresie termochimică au principiul de lucru bazat pe
realizarea succesivă a reacțiilor termochimice de absorbție a agentului de lucru de către un
absorbant, după care urmează desorbția agentului din absorbant. Procesele de absorbție și desorbție joacă în acest caz rolul proceselor de aspirație (destindere) și refulare (comprimare)
executate de compresorul mecanic. Compresia termochimică se realizează prin utilizarea unui amestec binar, consumându- se energie termică.
Instalațiile cu ejecție utilizează energia cinetică a unui jet de vapori sau gaz. În funcție
de construcția ajutajul ui și de modul de desfășurare a procesului, aceste instalații pot fi cu
ejector sau turbionare.
Instalațiile termoelectrice, care au la bază efectul Péltiér, permit obținerea frigului
artificial prin utilizarea directă a energiei electrice. Este cunoscut faptul că la trecerea
curentului electric printr -un ansamblu format din două materiale diferite, se constată apariția
unei diferențe de temperatură la cele două lipituri ale sistemului. Aplicarea pe scară largă a acestui efect a devenit posibilă odată cu dezvoltarea tehnicii semiconductoarelor.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
După tipul ciclului frigorific instalațiile frigorifice pot funcționa în baza unui proces
închis sau deschis.
În cazul primului proces agentul de lucru parcurge diferitele elemente componente
într-un contur închis , temperatura sa variind între limitele impuse de cele două surse de
căldură. În această categorie se încadrează instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de
vapori, cu absorbție, cu ejector (instalații frigorifice cu ejecție de vapori reci), precum ș i unele
instalații cu compresie mecanică de gaze.
Instalațiile care funcționează pe baza unui proces deschis sunt caracterizate prin aceea
că în timpul funcționării agentul de lucru este total sau parțial extras din instalație. În locul agentului evacuat este introdusă o noua cantitate de agent proaspăt. Ca procedee termodinamice deschise putem menționa răcirea prin evaporarea apei și răcirea prin amestecuri frigorifice.
După periodicitate instalațiile frigorifice pot fi cu funcționare continuă, în regim
staționar sau cu funcționare discontinuă, în regim nestaționar.
1.6. Ciclul Carnot inversat
Ciclul ideal al instalațiilor cu compresie mecanica de vapori (I.F.C.M.V.) este ciclul
Carnot inversat.
Ciclul Carnot invers reprezint ă ciclul universal de referință pentru maș inile
frigorifice, pompele de căldură și maș inile cu ciclul combinat, inversat.
Transportul căldurii de la sursa rece la sursa caldă, se realizează cu consumul minim
posibil de energie, printr- un ciclu Carnot inversat reversibil, care se va realiza în domeniul de
vapori umezi, așa cum se observă în figura 1. Procesul de lucru se desfășoară în tre temperatura de
vaporizare 𝑇𝑉, teoretic egală cu temperatura sursei reci, temperatura de condensare 𝑇𝑘, teoretic
egală cu temperatura sursei calde și cele două adiabate reversibile (s = constant); de comprimare,
respectiv de destindere, sensul de parcurgere a ciclului fiind anti -orar. Agentul de lucru preia
căldură în vaporizatorul instalației prin procesul izobar-izoterm 4 -1. Vaporii obținuți sunt
comprimați adiabatic reversibil de compresor, prin procesul 1-2. După ce este refulat de
compresor, agentul de lucru ajunge în condensator, unde cedează căldură în procesul de asemenea
izobar-izoterm 2 -3. Lichidul rezultat se destinde în detentor, procesul de lucru 3-4 din acest aparat
fiind tot adiabatic reversibil și în continuare ciclul se repetă.
Fig. 1.1. Ciclul Carnot inversat reversibil, în domeniul de vapori umezi.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Pentru un kilogram de agent frigorific pot să fie calculate valorile absolute ale schimburilor
energetice specifice, corespunzătoare fiecărei transformări componente în parte:
– căldura preluată de la sursa rece prin vaporiz are la temperatura constantă 𝑇𝑉 și
presiunea constantă 𝑃𝑉 este:
𝑞𝑉=ℎ1−ℎ4=𝑇𝑉(𝑠1−𝑠2) �𝑘𝑗
𝑘𝑔�� (1.1)
-căldura cedată sursei calde prin condensare la temperatura constantă 𝑇𝑘 și presiunea
constantă 𝑝𝑘 este în valoare absolută:
|𝑞𝑘|=ℎ2−ℎ3=𝑇𝑘(𝑠2−𝑠3) �𝑘𝑗
𝑘𝑔�� (1.2)
-lucrul mecanic de comprimare, consumat adiabatic de compr esor, în valoare absolută:
|𝑙𝑐𝑎|=ℎ2−ℎ1 �𝑘𝑗
𝑘𝑔�� (1.3)
– lucrul mecanic de destindere, furnizat adiabatic de detentor est e:
𝑙𝑑𝑎=ℎ3−ℎ4 �𝑘𝑗
𝑘𝑔�� (1.4)
– lucrul mecanic total consumat de ciclul Carnot inversat, în valoare absolută este:
|𝑙𝑐|=|𝑙𝑐𝑎|−𝑙𝑑𝑎=|𝑞𝑘|−𝑞𝑉=(𝑇𝑘−𝑇𝑣) (𝑠1−𝑠4) �𝑘𝑗
𝑘𝑔�� (1.5)
Ciclul frigorific este caracterizat prin faptul că temperatura de vaporizare 𝑇𝑉 este
egală cu temperatura mediului răcit 𝑇 𝑟 , notată uneori și cu 𝑇 0, astfel că 𝑇𝑉=𝑇𝑟=𝑇0.
Temperatura de condensare 𝑇𝑘 este egală cu temperatura mediului ambiant 𝑇𝑎, deci 𝑇𝑘=𝑇𝑎.
𝑞𝑣=𝑞0=ℎ1−ℎ4=𝑇0(𝑠1−𝑠4)[𝑘𝐽/𝑘𝑔 ] (1.6)
Căldura absorbită de un kilogram de agent frigorific, de la sursa rece, este denumită
putere frigorifică specifică:
Eficiența frigorifică a ciclului frigorific este:
ℇ𝑓=𝑞0
|𝑙𝑐|=𝑇0(𝑠1−𝑠4)
(𝑇𝑎−𝑇0)(𝑠1−𝑠4)=𝑇0
𝑇𝑎−𝑇0=1
𝑇𝑎
𝑇0−1 (1.7)
Lucrul mecanic minim necesar funcționării unui ciclu frigorific, este cel consumat
întrun ciclu Carnot reversibil inversat, cel mai eficient din punct de vedere al consumului de lucru mecanic, iar mărimea acestuia se poate calcula cu relația:
|𝑙𝑐|=𝑞0
ℇ𝑓=𝑞0�𝑇𝑎
𝑇0−1� (1.8)
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Din analiza relațiilor (1.7) și (1 .8) se observă că la aceeași temperatură 𝑇𝑎 a mediului
ambiant (sursa cal dă), cu cât scade temperatura 𝑇𝑟 a mediului răcit, cu atât crește lucrul
mecanic 𝑙𝑐 necesar ciclului Carn ot inversat și scade eficiența ℇ𝑓 a ciclului, deci aparent un
ciclu frigorific este cu atât mai eficient cu cât temp eratura mediului răcit este mai apropiată de
temperatura mediului ambiant, dar trebuie menționat că eficiența frigorifică, așa cum a fost
definită nu ține seama de calitatea frigului produs adică de temperatura la care se absoarbe
căldura.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Capitolul 2
DOMENII DE UTILIZARE A FRIGULUI INDUSTRIAL
2.1. Generalități
Frigul artificial joacă un rol important în dezvoltarea numeroaselor ramuri ale economiei,
în apariția unor ramuri ale tehnicii precum și în îmbunătățirea condițiilor de trai ale populației.
Se remarcă , în special, utilizarea frigului în:
• industria alimentară pentru conservarea și tra nsportarea produselor alimentare ușor
alterabile, în vinificație, fabricarea berii, înghețatei, produselor de cofetărie etc.;
• construcția de mașini pentru obținerea oxigenului și gazelor inerte necesare pentru tăierea și sudarea metalelor, precum și pentru prelucrarea oțelurilor la temperaturi
joase, ceea ce permite mărirea durității și a rezistenței;
• metalurgie pentru intensificarea proceselor de topire a oțelului, elaborarea fontei, feroaliajelor și a metalelor neferoase prin îmbogățirea aerului insuflat cu oxigen;
• industria chimică pentru separarea amestecurilor de gaze și în particular, a aerului cu obținerea oxigenului, azotului și a gazelor inerte. De asemenea, frigul este utilizat
pentru condensarea vaporilor, uscarea gazelor, separarea soluțiilor com plexe,
cristalizarea sărurilor,reglarea sensului și vitezei reacțiilor chimice, precum și în
scopul extragerii deiterului din hidrogen tehnic, utilizat și în fabricarea fibrelor
sintetice, a materialelor plastice precum și a cauciucului sintetic;
• industria farmaceutică pentru producerea medicamentelor pe bază de penicilină,
streptomicină, eter etc.;
• industria minelor și de construcții pentru congelarea solurilor și consolidarea minelor;
• medicină pentru răcirea locală în scop de anestezie în intervențiile chirurgicale
(criochirurgie) precum și pentru păstrarea unor organe în scop de transplantare;
• industria transporturilor feroviare, rutiere și maritime pentru transportarea produselor alimentare, a gazelor lichefiate și a peștelui;
• sport, pentru realizarea patinoarelor artificiale;
• energetică, pentru crearea diferitelor dispozitive bazate pe super -conductibilitate,
transformatoare și generatoare de putere mare, linii de transport a energiei electrice.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
2.2. Tipuri de instalații frigorifice
2.2.1. Instalații frigorifice cu compresie mecanică de vapori
Instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori se folosesc pentru obținerea
unor temperatur i, în general în intervalul – 20…- 90șC.
Acestea pot fi:
– cu compresie într -o singură treaptă;
– cu compresie în mai multe trepte;
– în cascadă.
Instalațiile frigorifice într -o singură treaptă sunt utilizate pentru obținerea unor
temperaturi -20…- 30șC, cu tendința de a ajunge până la –60șC prin perfe cționarea ciclului
(subrăcire avansată înainte de laminare, supraîncălzirea vaporilor aspirați de compresor, folosirea unor agenți frigorifici cu caracteristici superioare).
Instalațiile frigorifice cu două și trei trepte de compresie se utilizează î n general în
domeniul – 30…- 60ș, folosindu- se un singur agent de lucru.
Instalațiile frigorifice în cascadă (două sau trei) sunt utilizate pentru obțin erea unor nivele de
frig de – 70…- 90șC, cascadele fiind parcurse de agenți frigorifici diferiții.
Avanta jul instalațiilor frigorifice cu compresie constă în aceea că, la schimbarea stării
de agregare prin vaporizare și condensare, coeficienții de transfer de căldură au valori ridicate, astfel că schimbătoarele de căldură din circuitul frigorific pot fi dimen sionate în condiții
economice. În plus, aceste două procese sunt izoterme în cazul fluidelor pure, ceea ce face posibilă reducerea pierderilor datorită ireversibilității transferului de căldură între agentul frigorific utilizat și cele două surse de căldur ă, prin menținerea diferențelor minime de
temperatură în limite acceptabile. În cazul utilizării unor amestecuri de fluide, în special a amestecurilor zeotrope, procesele de vaporizare și condensare nu mai au loc la temperatură și presiune constantă, dar ș i în acest caz profilul de variație a temperaturilor în aparatele de
schimb de căldură conduce la reducerea diferențelor minime de temperatură dintre fluidele de lucru.
2.2.2. Instalații frigorifice cu absorbție
Funcționarea instalației frigorifice cu absorbție se bazează tot pe ciclul Carnot
inversat, compresia agentului frigorific realizându- se pe cale termochimică, prin utilizarea
unui amestec binar, consumându- se energie termică.
Amestecurile binare, utilizate ca agent de lucru în instalațiile frigorifice cu absorbție,
sunt constituite din două componente: agentul frigorific și absorbantul. Absorbantul trebuie să
dizolve puternic agentul frigorific fără să intre cu el în reacție și să aibă temperatura de vaporizare, la presiune constantă, mult m ai mare ca a acestuia. Procesul de absorbție este
însoțit, de obicei, de o degajare de căldură, care trebuie îndepărtată din aparat pentru a nu frâna procesul, absorbția fiind mai intensă la temperatură coborâtă.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
În instalațiile frigorifice cu absorbție, cea mai mare răspândire o are amestecul apă-
amoniac, apa fiind un puternic absorbant pentru amoniac (într -un volum de apă, la 0șC, se
poate dizolva 1148 volume amoniac). Cantitatea de căldură degajată la absorbție este de
800 kJ/kg amoniac lichid și de 1260 kJ/kg vapori amoniac.
În tehnica condiționării se mai utilizează și amestecul apă -bromură de litiu, apa jucând de
această dată rolul agentului frigorific iar bromura de litiu fiind solventul (absorbantul).
Instalațiile frigorifice cu absorbție pot fi cu funcționare continuă și cu funcționare periodică .
2.2.3. Instalații frigorifice cu compresie mecanică de gaze
Instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de gaze utilizează în calitate de agent
frigorific aerul sau alte gaze necondensabile (azot, hidrogen, heliu, etc.).
Aerul, ca agent frigorific, a fost utilizat cu mult înaintea apariției instalațiilor cu compresie de
amoniac sau bioxid de carbon. Utilizarea aerului are avantajul absenței toxicității și posibilității obținerii sale direct d in atmosferă, deci fără costuri suplimentare.
Dezavantajele principale ale instalațiilor frigorifice cu comprimarea gazelor sunt:
– valori coborâte ale eficienței frigorifice a ciclului;
– necesitatea unor debite mari de gaze, datorită căldurilor specifice coborâte;
– dimensiuni mari ale aparatelor schimbătoare de căldură, datorită coeficienților de
convecție coborâți ce caracterizează gazele;
– necesitatea utilizării gazelor perfect uscate, dacă nivelul de temperaturi coboară sub
0șC, pentru a evita formarea unor cristale de gheată în detentorul instalației. Din cauza acestor dezavantaje, instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de gaze
sunt rar utilizate, fiind întâlnite în s pecial în domeniul condiționării, cu agent de lucru aerul,
atunci când toxicitatea este un factor hotărâtor.
Utilizarea instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de gaze în regim nestaționar
este determinată printre altele de ameliorarea performanțelor instalațiilor bazate pe ciclul Joule, care în condițiile interacțiunii cu surse de căldură la temperaturi constante determină pierderi exergetice de căldură cauzate de ireversibilitățile externe.
2.2.4. Instalații frigorifice cu ejecție
Instala țiile frigorifice cu ejecție își bazează funcționarea tot pe ciclul Carnot inversat,
compresia vaporilor de agent frigorific realizându- se, în acest caz, cu ajutorul ejectoarelor. În
aceste instalații se poate utiliza orice agent frigorific, în prezent însă se întâlnesc numai
instalații care utilizează apa ca agent frigorific numite și instalații frigorifice cu jet de abur .
Domeniul de utilizare cel mai indicat pentru aceste instalații este cel al condiționării
aerului, unde nivele de frig necesare sunt mai ridicate sau cel al producerii apei reci
(8…12 șC) necesară unor răciri industriale, în special în industria chimică și alimentară.
Posibilitatea utilizării aburului produs în regim de cogenerare în instalațiile de condiționare, conduce și la mărirea puterii electrice realizate în acest regim, precum și la aplatizarea curbei
clasate a necesarului de căldură în perioada de vară, efecte favorabile pentru centrala electrică de cogenerare, care trebuie avute în vedere la alegerea tipului de instal ație frigorifică pentru
condiționare.
Un avantaj important al acestor instalații este fiabilitatea ridicată datorită absenței
pieselor în mișcare, nefiind practic necesar un personal de exploatare. În același timp ele se pot realiza la capacități mari de răcire.
Instalațiile frigorifice cu ejecție se construiesc, de obicei, după două scheme
principale: cu condensator de suprafață (în circuit închis) și cu condensator de amestec .
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
2.3. Fluide frigorifice utilizate în instalațiile frigorifice
2.3.1. Clasificare
Agenții de lucru ai mașinilor frigorifice se grupează în mai multe categorii. Agenții
frigorifici, utilizați în mașinile frigorifice cu comprimare mecanică de vapori au o temperatură
de vaporizare la presiunea atmosferică normală.
În funcție de această temperatură, denumită temperatură normală de vaporizare, se
deosebesc trei categorii de agenți:
– cu temperatură mai ridicată de vaporizare situată între 0 ș C și 60 șC utilizați mai ales
în pompele de căldură;
– cu temperatură medie de vaporizare cuprinsă între –50 șC și 0 șC ;
– cu temperatură joasă de vaporizare plasată între –120 șC și –50 șC .
În funcție de presiune agenții frigorifici se împart în trei categorii:
• de înaltă presiune ;
• de medie presiune;
• de joasă presiune .
2.3.2. Principalele caracteristici fizico- chimice
Condițiile pe care trebuie să le satisfacă un agent frigorific utilizat în mașinile cu
comprimare de vapori sunt următoarele:
– să aibă presiunea de vaporizare superioară presiunii atmosfer ice, dar apropiată de aceasta
pentru a evita infiltrarea aerului în vaporizator, care împreună cu umezeala contribuie la
intensificarea procesului de coroziune;
– presiunea de condensare trebuie să fie redusă în scopul micșorării greutății compresorului,
creșterii randamentului mecanic al acestuia și evitării pierderilor de agent;
– puterea frigorifică specifică să fie cât mai mare, ceea ce reprezintă căldura preluată de 1 kg
de agent în procesul de realizare a efectului frigorific prin vaporizare sau încălzire;
– căldura specifică a agentului frigorific lichid să fie cât mai redusă în vederea micșorării
pierderilor cauzate de ireversibilitatea procesului de laminare;
– volumul specific al vaporilor aspirați să fie cât mai redus în cazul compresoarelor cu piston,
în vederea micșorării dimensiunii acestora și, respectiv, cât mai mare, în cazul turbocompresoarelor frigorifice pentru mărirea randamentului intern al procesului de comprimare;
– viscozitatea să fie moderată pentru îmbunătățirea transferului de căldură și reducerea
pierderilor de presiune, dar nu prea mică pentru a nu favoriza scăpările de agent frigorific;
– să posede insolubilitate reciprocă a agentului frigorific în ulei în cazul compresoarelor cu
piston deoarece aceasta determină murdărirea suprafețelor de schimb de căldură ale
condensatorului și vaporizatorului și reducerea puterii frigorifice a mașinii;
– să nu prezinte pericol de explozie, să nu fie inflamabile și toxice;
– să posede stabilitate chi mică și pasivitate la coroziune;
– să posede cost redus.
– volumul specific al vaporilor trebuie să fie cât mai redus, pentru a se obține dimensiuni de
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
gabarit mic , ale compresoarelor;
– să nu fie poluanți (este cunoscut faptul că unii agenți frigorifici clasici și anume câteva tipuri
de freoni, contribuie la distrugerea stratului de ozon al stratosferei terestre);
– să prezinte o contribuție cât ma i scăzută la încălzirea globală.
Alegerea agentului frigorific se face în funcție de scopul instalației, de condițiile ei de
lucru, de particularitățile constructive și de criteriile economice.
Amoniacul este un compus chimic format dintr -un atom de azot și trei atomi de
hidrogen. Este un gaz incolor cu un puternic miros caracteristic. Are proprietăți
termodinamice favorabile și anume: temperatura de vaporizare la presiun ea mediului ambiant
este de – 34˚C, iar căldura l atentă de vaporizare este mare.
Amoniacul arde prost în aer, la numai o concentrație de 13,1 -26,8% în aer poate
apărea pericolul unei explozii.
Datorită avantajelor sale și al prețului său scăzut, amoniacul este utilizat, mai ales, în
instalațiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori, de medie și mare putere, cu o temperatură de vaporizare de până la -70˚C și o temperatură de condensare de până la 50 ˚C.
Principalul dezavantaj al amoniacului îl constit uie acțiunea sa dăunătoare asupra
organismului uman. Gazul de amoniac are acțiune caustică în contact cu suprafețele umede,
fiind iritant al pielii, mucoaselor căilor respiratorii, digestive sau ochilor. O concentrație de amoniac de 0,5% în aerul inspirat produce în timp de 30- 60 de minute moartea.
Freonul R12 (diclor -diflor -metanul) este un gaz incolor cu un miros foartte slab. În
comparație cu amoniacul, are proprietăți termodinamice mai slabe: temperatura de vaporizare la presiunea atmosferică este de -30˚C, căldura latentă de vaporizare este mai coborâtă ,
densitatea este mai mare, ceea ce determină o creștere a pierderilor de presiune.
Freonii sunt foarte fluizi, difuzând prin orificii fine, prin care aerul si amoniacul, în
aceleași condiții , nu ar putea trece. Din cauza aceasta, trebuie acorcdată o deosebită atenție
etanșeitățiilor instalații lor.
Principalele sale avantaje sunt: nu este toxic, nu arde în aer și nu prezintă pericol de
explozie. Aceste avantaje îl fac să fie utilizat la instalațiile frigorifice de puteri mici si medii,
cu temperatura de vaporizare de până la -25˚C și temperatura de condensare de până la 70˚ C.
Freonul R 507A este un ameste aseotrop, compus din 50% freon 115 si 50% freon
143a. Se recomandă să fie folosit în instalații frigorifice de medie si joasă temperatură, cu
temperatura de vaporizare de -47˚C si temperatura de condensare de 70 ˚C.El nu este toxic si
nu distruge stratul de ozon, aceste proprietăți făcândul favorit în aplicațiie în care siguranța si performanțele sunt dorite. Pentru transportul frigului de la instalația frigorifică la instalația consumatoare se
folosesc agenți intermediari care trebuie să aibă temperatura de îngheț coborâtă, vâscozitate
mică, căldură specifică ridicată, să fie netoxici, necorozivi, neinflamabili. Cei mai răspândiți agenți intermediari sunt soluțiile de clorură de sodiu și clorură de potasiu.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Capitolul 3
CALCULUL INSTALAȚIEI FRIGORIFICE CU COMPRESIE
MECANICĂ DE VAPORI
3.1 Principiul de funcționare al instalației frigorifice
Instalațiile frigorifice sunt mașini termice care au rolul de a prelua căldură de la un
mediu având temperatura mai scăzută și de a o ceda unui mediu având temperatura mai
ridicată, așa cum se observă și pe schema energetică din figura 3.1. Acesta poate să fie
considerat cel mai simplu model de instalație frigorifică, deoarece nu conține nici un element
de natură constructivă.
Fig. 3.1.Schema energetică a instalațiilor frigorifice și a pompelor de căldură
Mediul cu temperatura mai scăzută, de la care se preia căldură este denumit sursa rece,
iar mediul cu temperatura mai ridicată, căruia i se cedează căldur ă, este denumit sursa caldă.
Deoarece au capacitate termică infinită, temperaturile surselor de căldură rămân constante chiar dacă acestea schimbă căldură.
În figura 3 .2 se prezintă sintetic încadrarea instalațiilor frigorifice în domeniul
temperaturilor uzuale în comparație cu celelalte instalații termodinamice : cicluri directe
(motoare), pompe de căldură, instalații frigorifice – pompe de căldură.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 3.2. Încadrarea instalației frigorifice în raport cu mediul ambiant
Instalațiile frigorifice, au temperatura sursei reci egală cu temperatura de vaporizare,
mai mică decât temperatura m ediului ambiant . Rolul acestor instalații este de a prelua căldură
de la mediul răcit, în scopul răcirii sau menținerii unei temperaturi scăzute a acestuia. Căldura
absorbită , sau puterea frigorifică absorbită , reprezintă efectul util al acestor instalații. Sursa
caldă, în cazul instalațiilor frigorifice este reprezentată de mediul ambiant.
3.2 Instalații frigorifice cu compresie mecanică de vapori
Pentru obținerea unor temperaturi în intervalul – 20…- 90˚C se folosesc în mod obișnuit
instalații frigorifice cu compresie mecanică de vapori, care pot fi de mai multe tipuri:
• cu compresie într -o singură treaptă;
• cu compresie în mai multe trepte;
• în cascadă.
Pentru sc ăderea temperaturii până la -20…- 30˚C sunt utilizate cele mai simple instalații
frigorifice cu comprimare într -o singură treaptă. Se remarcă tendința de a ajunge până la
–60șC prin perfecționarea ciclului și anume: subrăcire avansată înainte de laminare,
supraîncălzirea vaporilor aspirați de compresor, folosirea unor agenți frigorifi ci cu
caracteristici superioare.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Realizarea unor nivele de frig tot mai coborâte în vaporizatorul instalației frigorifice
cu compresie mecanică de vapori, în condițiil e în care temperatura de condensare rămâne
constantă, implică mărirea continuă a raportului de compresie. Această mărire are efecte
negative asupra funcționării instalației, datorită micșorării factorului de debit și a randamentului indicat al compresorului și măririi excesive a temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor, cea ce înrăutățește condițiile de ungere ale acestuia. Schemele instalațiilor frigorifice cu compresie în două sau trei trepte sunt diverse, în funcție în general de tipul agentului f rigorific, temperatura agentului de răcire și scopul urmărit. Funcție de tipul
schemei, debitul de agent frigorific poate varia în circuitele apărute funcție de numărul treptelor de compresie. Din punctul de vedere al consumului de lucru mecanic și al efic ienței
frigorifice al ciclului, valoarea optimă a presiunii intermediare pi la compresie în două trepte :
𝑝𝑖=�𝑝𝑣∙𝑝𝑐 [𝑃𝑎] (3 .1)
unde: p v – presiunea de vaporizare, care corespunde treptei de joasă presiune ;
p c – presiunea de condensare, care corespunde treptei de înaltă presiune.
Instalațiile frigorifice cu două și trei trepte de compresie se utiliz ează în general în
domeniul – 30…- 60șC , folosindu- se un singur agent de lucru.
Instalațiile frigorifice în cascadă (două sau trei) sunt utilizate pentru obțin erea unor
nivele de frig de – 70…- 90șC, cascadele fiind parcurse de agenți frigorifici diferiții.
Avantajul instalațiilor fr igorifice cu compresie constă în aceea că, la schimbarea stării
de agregare prin vaporizare și condensare, coeficienții de transfer de căldură au valori ridicate, astfel că schimbătoarele de căldură din circuitul frigorific pot fi dimensionate în condiții economice. În plus, aceste două procese sunt izoterme în cazul fluidelor pure, ceea ce face posibilă reducerea pierderilor datorită ireversibilității transferului de căldură între agentul frigorific utilizat și cele două surse de căldură, prin menținerea d iferențelor minime de
temperatură în limite acceptabile. În cazul utilizării unor amestecuri de fluide, în special a amestecurilor zeotrope, procesele de vaporizare și condensare nu mai au loc la temperatură și presiune constantă, dar și în acest caz profi lul de variație a temperaturilor în aparatele de
schimb de căldură conduce la reducerea diferențelor minime de temperatură dintre fluidele de
lucru.
3.3. Ciclul procesului ideal
Funcționarea unei instalații frigorifice ideale cu compresie mecanică de vapori se
bazează pe ciclul Carnot inversat (fig. 2.3), în care agentul de lucru parcurge o succesiune de
transformări compuse din două izoterme și două adiabate.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 3.3. Schema și ciclul instalației frigorifice ideale cu compresie mecanică de vapori:
K – compresor, C – condensator, D – detentor; V – vaporizator; M – motor electric.
Compr esorul (K) realizează comprimarea adiabatică (1-2) a agentului frigor ific,
absorbind lucrul mecanic specific (l c). Urmează apoi transformarea de fază (2 -3), când î n
condensator are loc condensarea agentului; transformarea de fază are loc la presiune ș i
temperatură constantă, iar mediului i se cedează cantitatea de caldura ( qc). La ieș irea din
condensator, agentul frigorific este în stare lichidă, punctul (3) situâ ndu-se pe curba de
vaporizare.
În detentorul (D) are loc procesul adiabat (3 -4), in timpul caruia presiunea agent ului
frigorific scade, fenomen însoț it de producere a lucrului mecanic spcific (l d).
În vaporizator ul (V) agentul frigorific suferă o nouă transformare de fază, vaporizâ ndu-se
(procesul 4- 1). Vaporizarea ar e loc la presiune si temperatură constantă , iar pe parcursul
acestui proces de la sursa rece se preia cantitatea de caldura (q 0).
Bilanțul termic al ciclului ideal:
𝑞0+|𝑙𝑐|=|𝑞𝑐|+𝑙𝑑 �𝑘𝐽
𝑘𝑔� (3 .2)
• căldura specifică absorbită în vaporizatorul inst alației la temperatura coborâtă – Tv
𝑞0=ℎ1−ℎ4=𝑇𝑣∙(𝑠1−𝑠4) �𝑘𝐽
𝑘𝑔� (3 .3)
• căldura specifică cedată în condensatorul inst alației la temperatura ridicată – Tc
|𝑞𝑐|=ℎ2−ℎ3=𝑇𝑐∙(𝑠2−𝑠3) �𝑘𝐽
𝑘𝑔� (3 .4)
|𝑙𝑐|=ℎ2−ℎ1 – lucrul mecanic consumat în compresor
𝑙𝑑=ℎ3−ℎ4 – lucrul mecanic obținut prin detenta vaporilor
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
𝑙 =|𝑙𝑐|−𝑙𝑑 – lucrul mecanic total al ciclului
Pentru caracterizarea perfecțiunii acestui ciclu, se utilizează eficiența frigorifică, care
se definește prin rapo rtul dintre sarcina frigorifică specifică q 0 a instalației și lucrul mecanic
consumat l, rezultând în acest caz eficiența frigorifică a ciclului ideal sau Carnot:
𝜀𝑖=𝑞0
𝑙 (3 .5)
𝜀𝑖=𝑞0
|𝑞𝑐|−𝑞0=∆𝑆∙𝑇𝑣
∆𝑆∙(𝑇𝑐−𝑇𝑣)=𝑇𝑣
𝑇𝑐−𝑇𝑣=1
𝑇𝑐
𝑇𝑣−1 (3 .6)
3.4. Instalația frigorifică cu compresie într -o singură treaptă
Pentru a compensa micșorarea producției frigorifice specifice cauzată de înlocuirea
destinderii (în cazul procesului ideal) cu o laminare, după condensarea vaporilor se practică o
subrăcire (procesul 3 -3’). În acest fel se diminuează influența negativă a ireversibi lității
procesului de laminare asupra eficienței frigorifice. De asemenea, este cunoscut faptul că volumul specific al vaporilor este mult mai mare ca cel al lichidului, ceea ce înseamnă că, secțiunea ventilului de laminare (respectiv dimensiunea sa) este mult mai mică în cazul
laminării unui lichid față de cazul laminării aceluiași debit de vapori. Subrăcirea se poate realiza chiar în interiorul condensatorului, prin prevederea unei suprafețe de schimb de căldură suplimentare sau într -un schimbător de căldură special, utilizându- se un agent de
răcire sau vaporii de agent frigorific produși în vaporizator, înainte de a fi aspirați în compresor (subrăcire regenerativă). În condiții reale de funcționare, pentru a fi siguri că procesul de vaporizare este comple t încheiat, pentru a avea o reglare eficientă a instalației și
pentru îmbunătățirea umplerii cilindrului compresorului, se poate recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte de aspirație. Această supraîncălzire poate avea loc chiar în vaporizator, dar nu este recomandată datorită coeficienților de transfer de căldură mici, în cazul vaporilor, ceea
ce ar conduce la suprafețe de schimb de căldură importante. Supraîncălzirea se poate realiza și natural prin contactul direct dintre suprafața conductei de aspira ție în compresor și mediul
ambiant.
Schema de principiu și ciclul real al instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de
vapori într -o singură treaptă sunt prezentate în fig. 3.4.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 3.4. Schema (a) și ciclurile instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de
vapori în diagramele T -s (b) și lg p -h (c): K – compresor, C – condensator, SR –
subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator.
Supraîncălzirea se poate realiza și prin subrăcirea regenerativă, prin utilizarea unui
schimbător de căldură ce realizează supraîncălzirea vaporilor de agent frigorific iești din
vaporizator prin subrăcirea lichidului frigorific de la ieșirea din condensator .
Procesele care compun ciclul real sunt următoarele:
• comprimarea adiabată ireversibilă (1 -2) în compresorul K, care determină creșterea
parametrilor presiune și temperatură de la pv, Tv la pc, Tc;
• condensarea izobar -izotermă (2 -3) în condensatorul C și subrăcirea izobară în
subrăcitorul SR (3- 3’);
• destinderea (laminarea) adiabată ireversibilă și izentalpică (3’ -4) în ventilul de
laminare VL, care determină scăderea parametrilor presiune și temperatură de la pc,
Tc la pv, Tv;
• vaporizarea izobar -izotermă (4 -1) în vaporizatorul V se desfășoară la o temperatură Tv
(T0) inferioară temperaturii agentului p urtător de frig Tf la ieșirea din aparat cu
diferența ΔTv necesară desfășurării transferului de căldură.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
3.5. Instalația frigorifică cu compresie în două trepte
Realizarea unor nivele de frig tot mai coborâte în vaporizatorul instalației frigorifice
cu compresie mecanică de vapori, în condițiile în care temperatura de condensare rămâne
constantă, implică mărirea continuă a raportului de compresie pc/pv. Această mărire are
efecte negative asupra funcționării instalației, datorită micșorării factorului de debit și a
randamentului indicat al compresorului și măririi excesive a temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor, cea ce înrăutățește condițiile de ungere ale acestuia. Această temperatură nu trebuie să depășească valorile admisibile de circa 145 șC , corespunzătoare temperaturii de
cocsificare a uleiurilor de ungere. Din aceste cauze, pentru r apoarte de compresie
pc/pv >8…9, este necesar să se utilizeze comprimarea în două trepte, între care vaporii între treptele de comprimare sunt răciți cu apă sau agent frigorific lichid. Schemele instalațiilor frigorifice cu compresie în două trepte sunt diverse, în funcție în general de tipul agentului
frigorific, temperatura agentului de răcire și scopul urmărit.
Fig. 3.5. Schemele și ciclul instalațiilor frigorifice cu compresie mecanică de
vapori în două trepte cu o laminare: a – instalația cu răcire intermediară
parțială; b – instalația cu răcire intermediară completă; K1 – compresor de joasă
presiune; K2 – compresor de înaltă presiune; C -SR – ansamblul
condensatorsubrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; BI – butelie de
răcire intermediară.
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Capitolul 4
CALCULE TERMODINAMICE PENTRU VARIANTELE ANALIZATE
4.1.Calculul termodinamic efectiv al unei instalații frigorifice cu
vapori pentru agentul termodinamic NH3
4.1.1 Calculul termodinamic într -o treaptă de compresie pentru
NH3
Fig. 4.1. Schema unei instala ții Fig. 4.2. Diagrama T -S
frigorifice într-o treaptă
Pt = 150 kW
I. tv1 = – 40̊ C
pv= 0,7169 · 105 Pa
h1 = f(tv1, pv)=1550,9 kJ/kg
5533,16438,01 1===
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 11,672 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 13,508 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 15,504 · 105 Pa
lc = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vc
vvppvpkk
η
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
k =
vp
cc
k1= 1,417
k2 = 1,429
k3 = 1,442
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1
1101111 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
272,626 1017169,067.115533,1 10 7169,0417,0417,1
769,013417,1417,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2
2101122 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
145,693 1017169,0508,135533,1 10 7169,0429,0429,1
7566,013429,1429,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3
3101133 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
933,764 1017169,0554,155533,1 10 7169,0442,0442,1
7445,013442,1442,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
h21 = 1550,9 + 626,272= 2177 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h22 = 1550,9 + 693,145 = 2244 kJ/kg
h23 = 1550,9 + 764,933 = 2316 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 1629,3 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 1631,5 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 1633,1 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 484,91 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 509,23 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 533,79 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
cpl 11 = 4,798
cpl 12 = 4,787
cpl 21 =4,844
cpl 22= 4,831
cpl 31 =4,89
cpl 32 = 4,88
h51 = h 41 – cpl 11 · ∆tSR1 = 484,91 – 4,798 · 7 = 451,324 kJ/kg
h61 = h 51 = 451,324 kJ/kg
qv = h 1 – h61 = 1550,9 – 451,324 = 1100 kJ/kg
ɛf = 756,1272,6261100
1= =
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 21 · ∆tSR1 = 509,23 – 4,844 · 7 = 475,325 kJ/kg
h62 = h 52 = 475,325 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 1550,9 – 475,325 = 1076 kJ/kg
ɛf = 552,1145,6931076
2= =
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h53 = h 43 – cpl 31 · ∆tSR1 = 533,79 – 4,89 · 7 = 499,53 kJ/kg
h63 = h 53 = 499,53 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
qv = h 1 – h63 = 1550,9 – 499,53 = 1051,6 kJ/kg
ɛf = 374,1933,7646, 1051
3= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 12 · ∆tSR2 = 484,91 – 4,787 · 10 = 437,05 kJ/kg
h64 = h 54 = 437,05 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 1550,9 – 437,05 = 1114,4 kJ/kg
ɛf = 779,1272,6264, 1114
1= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 22 · ∆tSR2 = 509,23 – 4,831 · 10 = 460,923 kJ/kg
h65 = h 55 = 460,923 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 1550,9 – 460,923 = 1090,5 kJ/kg
ɛf = 573,1145,6935, 1090
2= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 32 · ∆tSR2 = 533,79 – 4,88 · 10 = 485 kJ/kg
h66 = h 56 = 485 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 1550,9 – 485 = 1066,5 kJ/kg
ɛf = 393,1933,7645, 1066
3= =
cv
lq
II. tv = – 50̊ C
p v= 0,40836 · 105 Pa
h1 = f(tv,pv) =1534,3 kJ/kg
6277,238055,01 1= ==
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 11,672 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 13,508 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 15,504 · 105 Pa
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc = 31
10111−−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
PvPcvpvkk
nk =cvcp
k1= 1,414
k2 = 1,425
k3 = 1,438
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1101111
11 kk
c
vvpvpvpkk
cη
05,795 10140836,067.116277,2 10 40836,0414,0414,1
769,013414,1414,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2101122
2n1 kk
vc
vppvpvkk
c
53,874 10140836,0508,136277,2 10 40836,0425,0425,1
7566,01 3 425,1425,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3101133
3n1 kk
vc
vppvpvkk
c
5,960 10140836,0554,156277,2 10 40836,0438,0438,1
7445,01 3 438,1438,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h21 = 1534,3 + 795,05 = 2329 kJ/kg
h22 = 1534,3 + 874,53 = 2409 kJ/kg
h23 = 1534,3 + 960,5 = 2495 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 1629,3 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 1631,5 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 1633,1 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 484,91 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 509,23 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 533,79 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
cpl 11 = 4,798
cpl 12 = 4,787
cpl 21 =4,844
cpl 22= 4,831
cpl 31 =4,89
cpl 32 = 4,88
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
h51 = h 41 – cpl 11 · ∆tSR1 = 484,91 – 4,798 · 7 = 451,324 kJ/kg
h61 = h 51 = 451,324 kJ/kg
qv = h 1 – h61 = 1534,3 – 451,324 = 1083 kJ/kg
ɛf = 362,105,7951083
1==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 21 · ∆tSR1 = 509,23 – 4,844 · 7 = 475,325 kJ/kg
h62 = h 52 = 475,325 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 1534,3 – 475,325 = 1059 kJ/kg
ɛf = 211,153,8741059
2==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h53 = h 43 – cpl 31 · ∆tSR1 = 533,79 – 4,89 · 7 = 499,53 kJ/kg
h63 = h 53 = 499,53 kJ/kg
qv = h 1 – h63 = 1534,3 – 499,53 = 1035 kJ/kg
ɛf = 077,15,9601035
3==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 12 · ∆tSR2 = 484,91 – 4,787 · 10 = 437 kJ/kg
h64 = h 54 = 437 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 1534,3 – 437 = 1097,5 kJ/kg
ɛf = 38,105,7955, 1097
1==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 21 · ∆tSR2 = 509,23 – 4,831 · 10 = 460,923 kJ/kg
h65 = h 55 = 460,923 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 1534,3 – 460,923 = 1073,5 kJ/kg
ɛf = 227,153,8745, 1073
2==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 32 · ∆tSR2 = 533,79 – 4,88 · 10 = 485 kJ/kg
h66 = h 56 = 485 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 1534,3 – 485 = 1049,3 kJ/kg
ɛf = 093,15,9603, 1049
3==
clqv
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
4.1.2 Calculul termodinamic în două trepte de compresie pentru NH3
Se introduce în schemă o butelie separatoare de amestec unde are loc concomitent
subrăcirea lichidului după condensarea vaporilor saturați uscați necesari pentru alimentarea
treptei a doua de compresie.
Fig. 4.3. Schema unei instala ții Fig. 4.4. Diagrama T -S
frigorifice în două trepte
I. tv= -40̊C
Cazul 1
tv = -40̊C; pv = 0,717· 105 Pa
tc = 30̊C; p c = 11,67 · 105 Pa
5 51089,2 10)67,11 717,0( ⋅=⋅⋅ =⋅= c v i pp p Pa
ti= -10,12̊C
h1 = h”( tv, pv)=1550,9 kJ/kg
5533,16438,01 1===vvvρ m3/kg
42,038,21 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,36
k2 = 1,44
ηi1 = 886,015,26315,233==
iv
TT
ηi2 = 87,015,30315,263==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
7,211 101717,089,25533,1 10 717,036,036,1
886,01 3 36,136,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
3,243 10189,267,1142,0 1089,244,044,1
87,01 3 44,144,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1550,9 + 211,7 = 1763 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1593,7
h4=h3+lc2= 1593,7 + 243,3 = 1837 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1629,3 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 484,9 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,8 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 484,9 – 4,8 · 7 = 451,3 kJ/kg
h8 = h 7 = 451,3 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1763+451,3 – 1593,7 = 620,2 kJ/kg
h10=h9 = 620,2 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 620,2 = 930,7
046,23,2437,2117,930
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,78 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 484,9 – 4,78 · 10 = 437,05 kJ/kg
h8 = h 7 = 437,05 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1763+437,05 – 1593,7 = 605,9 kJ/kg
h10=h9 = 605,9 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 605,9 =945
077,23,2437,211945
2 1=+=+=
c cv
l lqε
Cazul 2
tv = -40̊C; pv = 0,717· 105 Pa
tc = 35̊C; p c = 13,51 · 105 Pa
5 51011,3 10)51,13 717,0( ⋅=⋅⋅ =⋅= c v i pp p Pa
ti= -8,31̊C
h1 = h”( tv, pv)=1550,9 kJ/kg
5533,16438,01 1===vvvρ m3/kg
39,056,21 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,36
k2 = 1,45
ηi1 = 88,08,26415,233==
iv
TT
ηi2 = 86,015,3088,264==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
7,226 101717,011,35533,1 10 717,036,036,1
88,01 3 36,136,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
95,263 10111,351,1339,0 1011,345,045,1
86,01 3 45,145,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1550,9 + 226,7 = 1778 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1595,9
h4=h3+lc2= 1595,9 + 263,95 = 1860 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1631,5 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 509,2 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,84 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 509,2 – 4,84 · 7 = 475,33 kJ/kg
h8 = h 7 = 475,33 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1778+475,33 – 1595,5 = 657 kJ/kg
h10=h9 = 657 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 657 = 893,9
822,195,2637,2269,893
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,83 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 509,2 – 4,83 · 10 = 460,9 kJ/kg
h8 = h 7 = 460,9kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1778+460,9- 1595,5 = 642,6 kJ/kg
h10=h9 = 642,6 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 642,6 = 893,9
851,195,2637,2269,893
2 1=+=+=
c cv
l lqε
Cazul 3
tv = -40̊C; pv = 0,717· 105 Pa
tc = 40̊C; p c = 15,55 · 105 Pa
5 51034,3 10)55,15 717,0( ⋅=⋅⋅ =⋅= c v i pp p Pa
ti= -6,51̊C
h1 = h”( tv, pv)=1550,9 kJ/kg
5533,16438,01 1===vvvρ m3/kg
367,072,21 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,36
k2 = 1,46
ηi1 = 874,07,26615,233==
iv
TT
ηi2 = 851,015,3137,266==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
66,241 101717,034,35533,1 10 717,036,036,1
874,01 3 36,136,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
3,285 10134,355,15367,0 1034,346,046,1
851,01 3 46,146,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1550,9 + 241,66 = 1793 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1598
h4=h3+lc2= 1598 + 285,3 = 1883 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1633,1 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 533,8 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,89 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 533,8 – 4,89 · 7 = 499,5 kJ/kg
h8 = h 7 = 499,5 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1793+499,5- 1598= 694,1 kJ/kg
h10=h9 = 694,1 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 694,1 = 856,8
626,13,285 66,2418,856
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,88 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 533,8 – 4,88 · 10 = 485 kJ/kg
h8 = h 7 = 485 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1793+485- 1598= 679,54 kJ/kg
h10=h9 = 679,54kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1550,9 – 679,54 = 871,4
654,13,285 66,2414,871
2 1=+=+=
c cv
l lqε
II. tv= -50̊C
Cazul 1
tv = -50̊C; pv = 0,41· 105 Pa
tc = 30̊C; p c = 11,67 · 105 Pa
5 51019,2 10)67,1141,0( ⋅=⋅⋅=⋅= c v i pp p Pa
ti= -16,82̊C
h1 = h”( tv, pv)=1534,3 kJ/kg
628,2381,01 1===vvvρ m3/kg
55,081,11 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,35
k2 = 1,44
ηi1 = 87,033,25615,223==
iv
TT
ηi2 = 85,015,30333,256==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
85,258 10141,019,2628,2 1041,035,035,1
87,01 3 35,135,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
35,310 10119,267,1155,0 1019,244,044,1
85,01 3 44,144,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1534,3 + 258,85 = 1793 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1585,2
h4=h3+lc2= 1585,2 + 310,35 = 1896 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1629,3 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 484,9 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,8 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 484,9 – 4,8 · 7 = 451,3 kJ/kg
h8 = h 7 = 451,3 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1793+451,3 – 1585,2 = 659,3 kJ/kg
h10=h9 = 659,3 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 659,3 = 875
537,135,310 85,258875
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,78 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 484,9 – 4,78 · 10 = 437,05 kJ/kg
h8 = h 7 = 437,05 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1793+437,05 – 1585,2 = 645 kJ/kg
h10=h9 = 645 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 645 = 889,3
562,135,310 85,2583,889
2 1=+=+=
c cv
l lqε
Cazul 2
tv = -50̊C; pv = 0,41· 105 Pa
tc = 35̊C; p c = 13,51 · 105 Pa
5 51035,2 10)51,1341,0( ⋅=⋅⋅=⋅= c v i pp p Pa
ti= -15,12̊C
h1 = h”( tv, pv)=1534,3 kJ/kg
628,2381,01 1===vvvρ m3/kg
51,096,11 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,35
k2 = 1,45
ηi1 = 865,003,25815,223==
iv
TT
ηi2 = 84,015,30803,258==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
5,274 10141,035,2628,2 1041,035,035,1
865,01 3 35,135,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
1,332 10135,251,1351,0 1035,245,045,1
84,01 3 45,145,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1534,3 + 274,5 = 1809 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1587,4
h4=h3+lc2= 1587,4 + 332,1 = 1919 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1631,5 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 509,23 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,84 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 509,23 – 4,84 · 7 = 475,3 kJ/kg
h8 = h 7 = 475,3 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1809+475,3 – 1587,4 = 696,8 kJ/kg
h10=h9 = 696,8 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 696,8 = 837,5
381,11,3325,2745,837
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,83 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 509,23 – 4,83 · 10 = 460,9 kJ/kg
h8 = h 7 = 460,9 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1809+460,9 – 1587,4 = 682,4 kJ/kg
h10=h9 = 682,4 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 682,4 = 851,9
404,11,3325,2749,851
2 1=+=+=
c cv
l lqε
Cazul 3
tv = -50̊C; pv = 0,41· 105 Pa
tc = 40̊C; p c = 15,55 · 105 Pa
5 51053,2 10)55,1541,0( ⋅=⋅⋅=⋅= c v i pp p Pa
ti= -13,32̊C
h1 = h”( tv, pv)=1534,3 kJ/kg
628,2381,01 1===vvvρ m3/kg
477,0096,21 1===
iivρ m3/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vi
vv
i ppvpkk
η
lc2 = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
iii
i ppcvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,35
k2 = 1,46
ηi1 = 86,083,25915,223==
iv
TT
ηi2 = 83,015,31383,259==
ci
TT
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
11
110111 11
kk
vi
vv
i ppvpkk
η
13,291 10141,053,2628,2 1041,035,035,1
86,01 3 35,135,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
31
22
210111 22
kk
ic
ii
i ppvpkk
η
357 10153,255,15477,0 1053,246,046,1
83,01 3 46,146,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h2=h1+lc1= 1534,3 + 291,13 = 1825 kJ/kg
h3 = h”(t i,pi) = 1589,6
h4=h3+lc2= 1589,6 + 357 = 1947 kJ/kg
h5 = h”(t c,pc) = 1633,1 kJ/kg
h6 = h’(t c,pc) = 533,79 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR = 7̊C
cpl=4,89 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 533,79 – 4,89 · 7 = 499,53 kJ/kg
h8 = h 7 = 499,53 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1825+499,53 – 1589,6 = 735,4 kJ/kg
h10=h9 = 735,4 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 735,4 = 798,9
233,1357 13,2919,798
2 1=+=+=
c cv
l lqε
∆tSR = 10̊C
cpl=4,88 kJ/kg·K
h7 = h 6 – cpl ·∆tSR = 533,79 – 4,88 · 10 = 485 kJ/kg
h8 = h 7 = 485 kJ/kg
h9 = h 2 + h 8 – h3 = 1825+485 – 1589,6 = 720,8 kJ/kg
h10=h9 = 720,8 kJ/kg
qv= h 1 – h10 = 1534,3 – 720,8 = 851,9
255,1357 13,2919,851
2 1=+=+=
c cv
l lqε
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Tabelul 4.1. Variația eficienței instalației frigorifice funcționand cu NH3
Eficiența – ɛ
Tv= -40˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,756 2,046 1,779 2,077
Tc1=35˚C 1,552 1,822 1,573 1,851
Tc1=40˚C 1,374 1,626 1,393 1,654
Tv= -50˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,363 1,537 1,381 1,562
Tc1=35˚C 1,211 1,381 1,228 1,404
Tc1=40˚C 1,078 1,233 1,093 1,255
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 4.5. Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice într-o treapt ă pentru NH3
Fig. 4.6. Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice în două tre pte pentru NH3
1 1,2 1,4 1,6 1,8 2
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ [-]
Temperatura de condensare Tc [ ˚C] tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=10˚C 1,779
1,573
1,393 1,756
1,55
1,374 1,381
1,228
1,093 1,363
1,211
1,078
1 1,2 1,4 1,6 1,8 2 2,2
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ [-]
Temperatura de condensare Tc [ ˚C ] tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=10˚C 2,077
1,851
1,654 2,046
1,822
1,626 1,562
1,404
1,255 1,537
1,381
1,233
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
4.2. Calculul termodinamic al unei instalații frigorifice cu vapori pentru
agentul termodinamic R12
4.2.1. Calculul termodinamic într -o treaptă de compresie pentru R12
I. tv1 = – 40̊ C
pv= 0,64087 · 105 Pa
h1 = f(tv1, pv)=334,18 kJ/kg
243,01082,41 1===
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 7,4365 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 8,4621 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 9,5882 · 105 Pa
lc = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vc
vvppvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,207
k2 = 1,215
k3 = 1,224
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1
1101111 1 kk
vc
bv
c ppvpkk
η
8,61 10164087,04365,72434,0 10 64087,0207,0207,1
769,013207,1207,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2
2101122 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
42,67 10164087,04621,82434,0 10 64087,0215,0215,1
7566,013215,1215,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3
3101133 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
345,73 10164087,05882,92434,0 10 64087,0224,0224,1
7445,013224,1224,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
h21 = 334,18 + 61,8= 395,98 kJ/kg
h22 = 334,18 + 67,42 = 401,6 kJ/kg
h23 = 334,18 + 73,345 = 407,53 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 365,31 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 367,18 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 368,96 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 229,04 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 234,1 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 239,22 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
cpl 1 = 1,0021
cpl 2 =1.0169
cpl 3 =1,0332
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h51 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR1 = 229,04 – 1,0021 · 7 = 222,025 kJ/kg
h61 = h 51 = 222,025 kJ/kg
qv = h 1 – h61 = 334,18 – 222,025 = 112,155 kJ/kg
ɛf = 815,18,61155,112
1= =
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR1 = 234,1 – 1,0169· 7 = 226,982 kJ/kg
h62 = h 52 = 226,982 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 334,18 – 226,982 = 107,198 kJ/kg
ɛf = 59,142,67198,107
2= =
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h53 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR1 = 239,22 – 1,0332 · 7 = 231,988 kJ/kg
h63 = h 53 = 231,988 kJ/kg
qv = h 1 – h63 = 334,18 – 231,988 = 102,192 kJ/kg
ɛf = 393,1345,73192,102
3= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR2 = 229,04 – 1,0021 · 10 = 219,019 kJ/kg
h64 = h 54 = 219,019 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 334,18 – 219,019 = 115,161 kJ/kg
ɛf = 863,18,61161,115
1= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR2 = 234,1 – 1,0169 · 10 = 223,931 kJ/kg
h65 = h 55 = 223,931 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 334,18 – 223,931 = 110,249 kJ/kg
ɛf = 635,142,67249,110
2= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR2 = 239,22 – 1,0332 · 10 = 228,888 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h66 = h 56 = 228,888 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 334,18 – 228,888 = 105,292 kJ/kg
ɛf = 436,1345,73292,105
3= =
cv
lq
II. tv = – 50̊ C
pv= 0,39110 · 105 Pa
h1 = f(tv, pv)=329,39 kJ/kg
243,05978,21 1===
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 7,4365 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 8,4621 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 9,5882 · 105 Pa
lc = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vc
vvppvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,2
k2 = 1,21
k3 = 1,22
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1
1101111 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
97,74 1013911,04365,73849,0 10 3911,02,02,1
769,0132,12,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2
2101122 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
23,81 1013911,04621,83849,0 10 3911,021,021,1
7566,01321,121,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3
3101133 1 kk
vc
vv
c ppvpkk
η
88,87 1013911,05882,93849,0 10 3911,022,022,1
7445,01322,122,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=−
kJ/kg
h21 = 329,39+ 74,97= 404,36 kJ/kg
h22 = 329,39+ 81,23 = 410,62 kJ/kg
h23 = 329,39+ 87,88 = 417,27 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 365,31 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 367,18 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 368,96 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 229,04 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 234,1 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 239,22 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
cpl 1 = 1,0021
cpl 2 =1.0169
cpl 3 =1,0332
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h51 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR1 = 229,04 – 1,0021 · 7 = 222,025 kJ/kg
h61 = h 51 = 222,025 kJ/kg
qv = h 1 – h61 329,39– 222,025 = 107,365 kJ/kg
ɛf = 432,197,74365,107
1= =
clqv
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR1 = 234,1 – 1,0169· 7 = 226,982 kJ/kg
h62 = h 52 = 226,982 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 329,39– 226,982 = 102,408 kJ/kg
ɛf = 261,123,81408,102
2= =
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h53 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR1 = 239,22 – 1,0332 · 7 = 231,988 kJ/kg
h63 = h 53 = 231,988 kJ/kg
qv = h 1 – h63 = 329,39– 231,988 = 97,402 kJ/kg
ɛf = 108,188,87402,97
3==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR2 = 229,04 – 1,0021 · 10 = 219,019 kJ/kg
h64 = h 54 = 219,019 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 329,39– 219,019 = 110,371 kJ/kg
ɛf = 472,197,74371,110
1= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR2 = 234,1 – 1,0169 · 10 = 223,931 kJ/kg
h65 = h 55 = 223,931 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 329,39 – 223,931 = 105,459 kJ/kg
ɛf = 298,1227,81459,105
2= =
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR2 = 239,22 – 1,0332 · 10 = 228,888 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h66 = h 56 = 228,888 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 329,39 – 228,888 = 100,502 kJ/kg
ɛf = 144,188,87502,100
3= =
cv
lq
4.2.2. Calculul termodinamic în două trepte de compresie pentru R12
Tabelul 4.2.Tabel centralizator rezultate pentru calculul termodinamic în două trepte de
compresie pen tru agentul termodinamic R12
tv [˚C] -40 -50
pv [bar] 0,641 0,39
tc [˚C] 30 35 40 30 35 40
pc [bar] 7,44 8,46 9,59 7,44 8,46 9,59
ti [˚C] -10,06 -8,24 -6,45 -16,78 -15,06 -13,38
pi [bar] 2,18 2,33 2,48 1,7 1,82 1,94
lc1
[kJ/kg] 23,65 25,21 26,75 28,44 30,1 31,6
lc2
[kJ/kg] 26,68 28,73 30,85 33,24 35,45 38,23
h1
[kJ/kg] 334,18 329,4
h2
[kJ/kg] 357,83 359,39 360,93 357,84 359,45 361,04
h3
[kJ/kg] 348,3 349,1 349,9 348,3 349,1 349,9
h4
[kJ/kg] 374,94 377,82 380,76 381,5 384,5 388,1
h5
[kJ/kg] 365,31 367,18 368,96 365,31 367,18 368,96
h6
[kJ/kg] 229,04 234,1 239,22 229,04 234,1 239,22
∆tSR
[˚C] 7 10 7 10
h7
[kJ/kg] 222 227 232 219 224 229 222 227 232 219 224 229
h8
[kJ/kg] 222 227 232 219 224 229 222 227 232 219 224 229
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h9
[kJ/kg] 231,7 237,4 243,1 228,7 234 240 231 237 243 228 234 240
h10
[kJ/kg] 231,7 237,4 243,1 228,7 234 240 231 237 243 228 234 240
qv 102,5 96,8 91,1 105,5 100,2 94,2 98,4 92,4 86,4 101,4 95,4 89,4
ɛ 2,015 1,795 1,582 2,073 1,851 1,634 1,58 1,4 1,23 1,632 1,45 1,277
Tabelul 4.3. Variația eficienței instalației frigorifice funcționand cu R12
Eficiența – ɛ
Tv= -40˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,815 2,015 1,863 2,073
Tc1=35˚C 1,59 1,795 1,635 1,851
Tc1=40˚C 1,393 1,582 1,436 1,634
Tv= -50˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,432 1,584 1,472 1,632
Tc1=35˚C 1,261 1,404 1,298 1,45
Tc1=40˚C 1,108 1,233 1,144 1,277
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 4.7. Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice într-o treapt ă pentru R12
Fig. 4.8. Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice în două trepte pentru R12 1 1,2 1,4 1,6 1,8 2
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ [-]
Temperatura de condensare Tc [ ˚C] tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C 1,863
1,635
1,436 1,815
1,59
1,393 1,472
1,298
1,144 1,432
1,261
1,108
1 1,2 1,4 1,6 1,8 2 2,2 2,4
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ [-]
Temperatura de condensare Tc [˚C] tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=10˚C 2,073
1,851
1,634 2,015
1,795
1,582 1,632
1,45
1,277 1,584
1,404
1,233
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
4.3. Calculul termodinamic al unei instalații frigorifice cu vapori pentru
agentul termodinamic R507A
4.3.1. Calculul termodinamic într -o treaptă de compresie pentru
R507A
I. tv = – 40̊ C
pv = 1,387 · 105 Pa
h1 = f(tv, pv)=339,94 kJ/kg
133,051,71 1===
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 14,6 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 16,5 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 18,7 · 105 Pa
lc = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vc
vvppvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,3
k2 = 1,34
k3 = 1,38
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1101111
11 kk
vc
vvppvpkk
cη
75 101387,16,14133,0 10 387,13,03,1
769,0133,13,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2101122
21 kk
vc
vvppvpkk
cη
8,83 101387,15,16133,0 10 387,134,034,1
757,01 3 34,134,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3101133
31 kk
vc
vvppvpkk
cη
22,94 101387,17,18133,0 10 387,138,038,1
745,01 3 38,138,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h21 = 339,94 + 75 = 415 kJ/kg
h22 = 339,94 + 83,8 = 423,7 kJ/kg
h23 = 339,94 + 94,22 = 434,16 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 374,11 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 375,35 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 376,2 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 243,8 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 251,76 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 259,95 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
cpl 1 = 1,58
cpl 2 =1.65
cpl 3 =1,73
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h51 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR1 = 243,8 – 1,58 · 7 = 232,7 kJ/kg
h61 = h 51 = 232,7 kJ/kg
qv = h 1 – h61 339,94– 232,7 = 107,23 kJ/kg
ɛf = 43,17523,107
1==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR1 = 251,76 – 1,65· 7 = 240,2 kJ/kg
h62 = h 52 = 240,2 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 339,94– 240,2 = 99,8 kJ/kg
ɛf = 2,18,838,99
2==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h53 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR1 = 259,95 – 1,73 · 7 = 247,84 kJ/kg
h63 = h 53 = 247,84 kJ/kg
qv = h 1 – h63 = 339,94– 247,84 = 92,1 kJ/kg
ɛf = 977,022,941,92
3==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR2 = 243,8 – 1,58 · 10 = 227,95 kJ/kg
h64 = h 54 = 227,95 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 339,94– 227,95 = 112 kJ/kg
ɛf = 493,175112
1==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR2 = 251,76 – 1,65 · 10 = 235,26 kJ/kg
h65 = h 55 = 235,26 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 339,94 – 235,26 = 104,7 kJ/kg
ɛf = 249,18,837,104
2==
cv
lq
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR2 = 259,95 – 1,73 · 10 = 242,65 kJ/kg
h66 = h 56 = 242,65 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 339,94 – 242,65 = 97,3 kJ/kg
ɛf = 033,122,843,97
3==
cv
lq
II. tv1 = – 50̊ C
p v1= 0,864 · 105 Pa
h1 = f(tv1,pv1)=333,94 kJ/kg
21,081,41 1===
vvvρ m3/kg
tc1 = 30̊ C ⇒ pc1 = 14,6 · 105 Pa
tc2 = 35̊ C ⇒ pc2 = 16,5 · 105 Pa
tc3= 40̊ C ⇒ pc3 = 18,7 · 105 Pa
lc = 31
10111 −−
⋅
−
⋅⋅⋅−⋅kk
vc
vvppvpkk
η
k =
vp
cc
k1= 1,3
k2 = 1,33
k3 = 1,38
ηc =
cv
TT
ηc1 = 769,015,30315,233
1==
cv
TT
ηc2 = 7566,015,30815,233
2==
cv
TT
ηc3 = 7445,015,31315,233
3==
cv
TT
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
lc1 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 111
1101111
11 kk
vc
vvPpvpkk
cη
93 101387,16,1421,0 10 387,13,03,1
769,01 3 3,13,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc2 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 212
2101122
21 kk
vc
vvppvpkk
cη
6,103 101387,15,1621,0 10 387,133,033,1
757,01 3 33,133,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
lc3 = =⋅
−
⋅⋅⋅−⋅−−
3 313
3101133
31 kk
vc
vvppvpkk
cη
5,116 101387,17,1821,0 10 387,138,038,1
745,01 3 38,138,0
5=⋅
−
⋅⋅⋅⋅⋅=− kJ/kg
h21 = 333,94 + 93 = 427 kJ/kg
h22 = 333,94 + 103,6 = 437,5 kJ/kg
h23 = 333,94 + 116,5 = 450,4 kJ/kg
h31 = h՚՚ = f( tc1, pc1 ) = 374,11 kJ/kg
h32 = h՚՚ = f( tc2, pc2 ) = 375,35 kJ/kg
h33 = h՚՚ = f( tc3, pc3 ) = 376,2 kJ/kg
h41 = h՚ = f(tc1, pc1 ) = 243,8 kJ/kg
h42 = h՚ = f(tc2, pc2 ) = 251,76 kJ/kg
h43 = h՚ = f(tc3, pc3 ) = 259,95 kJ/kg
∆tSR1 = 7̊C
h5 = h 4 – cpl ·∆tSR
cpl 1 = 1,58
cpl 2 =1.65
cpl 3 =1,73
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h51 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR1 = 243,8 – 1,58 · 7 = 232,7 kJ/kg
h61 = h 51 = 232,7 kJ/kg
qv = h 1 – h61 = 333,94– 232,7 = 101,23 kJ/kg
ɛf = 09,19323,101
1==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h52 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR1 = 251,76 – 1,65· 7 = 240,2 kJ/kg
h62 = h 52 = 240,2 kJ/kg
qv = h 1 – h62 = 333,94– 240,2 = 93,8 kJ/kg
ɛf = 905,06,1038,93
2==
cv
lq
∆tSR1 = 7̊C
h53 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR1 = 259,95 – 1,73 · 7 = 247,84 kJ/kg
h63 = h 53 = 247,84 kJ/kg
qv = h 1 – h63 = 333,94– 247,84 = 86,1 kJ/kg
ɛf = 739,05,1161,86
3==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h54 = h 41 – cpl 1 ·∆tSR2 = 243,8 – 1,58 · 10 = 227,95 kJ/kg
h64 = h 54 = 227,95 kJ/kg
qv = h 1 – h64 = 333,94– 227,95 = 106 kJ/kg
ɛf = 14,193106
1==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h55 = h 42 – cpl 2 ·∆tSR2 = 251,76 – 1,65 · 10 = 235,26 kJ/kg
h65 = h 55 = 235,26 kJ/kg
qv = h 1 – h65 = 333,94 – 235,26 = 98,7 kJ/kg
ɛf = 953,06,1037,98
2==
cv
lq
∆tSR2 = 10̊ C
h56 = h 43 – cpl 3 ·∆tSR2 = 259,95 – 1,73 · 10 = 242,65 kJ/kg
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
h66 = h 56 = 242,65 kJ/kg
qv = h 1 – h66 = 333,94 – 242,65 = 91,3 kJ/kg
ɛf = 784,05,1163,91
3==
cv
lq
4.3.1. Calculul termodinamic în două trepte de compresie pentru
R507A
Tabelul 4.4.Tabel centralizator rezultate pentru calculul termodinamic în două trepte de
compresie pentru agentul termodinamic R12
tv [˚C] -40 -50
pv
[bar] 1,387 0,86
tc [˚C] 30 35 40 30 35 40
pc
[bar] 14,59 16,54 18,68 14,59 16,54 18,68
ti [˚C] -10,04 -8,13 -6,31 -16,7 -15 -13,2
pi [bar] 4,5 4,8 5,1 3,55 3,8 4
lc1
[kJ/kg] 27,29 29,25 31,23 33,2 35,3 37,4
lc2
[kJ/kg] 30,69 33,1 36,4 38,73 42,2 45,8
h1
[kJ/kg] 339,94 333,94
h2
[kJ/kg] 367,23 369,2 371,2 367,1 369,2 371,4
h3
[kJ/kg] 356,9 357,9 358,9 356,9 357,9 358,9
h4
[kJ/kg] 387,56 391 395,3 395,67 400,11 404,7
h5
[kJ/kg] 374,11 375,35 376,24 374,11 375,35 376,24
h6
[kJ/kg] 243,8 251,8 259,9 243,8 251,8 259,9
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
∆tSR
[˚C] 7 10 7 10
h7
[kJ/kg] 233 240 248 228 236 243 233 240 248 228 236 243
h8
[kJ/kg] 233 240 248 228 236 243 233 240 248 228 236 243
h9
[kJ/kg] 243 252 260 238 247 256 243 252 260 238 247 256
h10
[kJ/kg] 243 252 260 238 247 256 243 252 260 238 247 256
qv 97 88 80 102 93 84 91 82 74 96 87 78
ɛ 1,667 1,414 1,175 1,746 1,489 1,247 1,262 1,061 0,88 1,325 1,12 0,938
Tabelul 4.5. Variația eficienței instalației frigorifice funcționand cu R507A
Eficiența R507A
Tv= -40˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,429 1,667 1,493 1,746
Tc1=35˚C 1,19 1,414 1,249 1,489
Tc1=40˚C 0,977 1,175 1,033 1,247
Tv= -50˚C
∆tSR= 7˚C ∆tSR= 10˚C
Într-o treaptă În două trepte Într-o treaptă În două trepte
Tc1=30˚C 1,089 1,262 1,14 1,325
Tc1=35˚C 1,905 1,061 0,953 1,12
Tc1=40˚C 0,739 0,88 0,784 0,938
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
Fig. 4.9. Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice într-o treapt ă pentru R507A
Fig. 4.10 . Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice î n două trep te pentru R507A 0,6 0,8 1 1,2 1,4 1,6
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ [-]
Temperatura de condensare Tc [˚C] tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=10˚C 1,493
1,249
1,033 1,429
1,19
0,977 1,14
0,953
0,784 1,089
0,905
0,739
0,7 0,9 1,1 1,3 1,5 1,7 1,9
30 35 40 Eficien ța frigorific ă ɛ[-]
Temperatura de condensare Tc [˚C] Schema eficien țelor unei instala ții frigorifice în dou ă trepte
pentru R507A
tv=-40˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-40˚C;
∆tSR=10˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=7˚C
tv=-50˚C;
∆tSR=10˚C 1,746
1,489
1,247 1,667
1,414
1,175 1,325
1,12
0,938 1,262
1,061
0,88
PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori
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: PROIECT DIPLOMĂ Instalație frigorifică cu compresie mecanică de vapori [620413] (ID: 620413)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.