Universitatea Tehnica de Constructii Bucuresti
Facultatea de Instalatii
Instalatii frigorifice cu compresie mecanica de vapori īntr-o treapta
Calculul Termic al Instalatiei
Parametrii termodinamici ai punctelor caracteristice.
Puterile termice si energetice ale instalatiei
Bilantul energetic al IFCM pentru amoniac.
Coeficientul de performanta al IFCM pentru amoniac.
Instalatia cu freon (R22, R134a)
Parametrii termodinamici ai punctelor caracteristice.
Puterile termice si energetice ale instalatiei
Bilantul energetic al IFCM pentru freoni
Coeficientul de performanta al IFCM pentru freoni
Influenta laminarii vaporilor īn supape.
Influenta supraīncalzirii vaporilor īn conducta de aspiratie.
Randamentul volumic al compresorului
Coeficienti de lucru energetici
Recalcularea marimilor de proiectare.
Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal
A: Instalatie cu compresie me 838i824i canica
Puterea frigorifica Φ0=250 kW.
Agent intermediar
-natura: Clorura de Magneziu MgCl2
-temperaturi de lucru:
-θS1= -10°C
-θS2= -15°C
Agent de racire
-natura: Apa
-temperaturi de lucru:
-θW1= 30°C
-θW2= 35°C
Energia de actionare :
-energie electrica.
B: Instalatie cu absorbtie īn solutie hidro-amoniacala
Puterea frigorifica Φ0=250 kW.
Agent intermediar
-natura: Clorura de Magneziu MgCl2
-temperaturi de lucru:
-θS1= -10°C
-θS2= -15°C
Agent de racire
-natura: Apa
-temperaturi de lucru:
-θW1= 30°C
-θW2= 35°C
Concentratii
-a vaporilor la iesirea din coloana de rectificare : ζ 1" =98%
-a vaporilor la iesirea din deflegmator : ζ 8" =99.98%
Energia de actionare :
-energie termica.
Proiectul are ca scop dimensionarea unei instalatii frigorifice cu compresie mecanica de vapori, in concordanta cu tema de proiect, si alegerea solutiei optime din punct de vedere tehnic si economic.
Ţinānd cont de puterea frigorifica de 250 kW, instalatia este de putere medie, iar solutia cu comprimare mecanica de vapori este o solutie buna, in conditiile in care sursa de energie disponibila este energia electrica si nu abur tehnologic, apa fierbinte sau gaze de ardere, care ar fi foarte scumpe de produs.
In conformitate cu noile norme de securitate si mediu se aleg 3 posibilitati pentru fluidul de lucru: amoniac, R22, R134a. Dupa determinarea in toate cazurile a punctelor caracteristice ale ciclurilor teoretice si dupa efectuarea calculului termic cu determinarea puterilor masice la condensator, vaporizator, subracitor, etc., calcularea coeficientului de performanta si a coeficientilor GWP si ODP se face un STUDIU COMPARATIV din care rezulta instalatia cu amoniac ca fiind cea mai avantajoasa, fiind cea mai putin daunatoare mediului, cu cel mai mare COP si cele mai mici debite de agent frigorific in circulatie, atāt masic cat si volumic. Instalatia cu freon R22 prezenta doar avantajul unui raport dintre presiune de condensare si cea de vaporizare mai mic, avantajos d.p.d.v. al lucrului mecanic de comprimare, iar instalatia cu freon 134a avea cea mai mica temperatura a vaporilor supraīncalziti la iesirea din compresor. Insa nici in cazul instalatiei cu amoniac aceasta temperatura nu depasea 120 oC , temperatura la care uleiul īsi pierde din proprietati.
In toate cazurile, datorita puterii frigorifice medii de 575 kW, a fost gasita avantajoasa utilizarea unui subracitor de lichid dupa condensator, cu scopul de a ameliora COP-ul, prin marirea puterii frigorifice in conditiile mentinerii aceleiasi puteri electrice de comprimare.
In urma unui studiu comparativ s-a ales varianta de subracitor in contracurent SCC, produs de firma Frigotehnica.
De asemenea puterea frigorifica medie a instalatiei recomanda folosirea unui rezervor de amoniac lichid RAL, cu scopul de a stoca agentul frigorific in momentul unei eventuale revizii si stocare unei cantitati de agent pentru momentele de vārf de sarcina.
In cazul instalatiei cu amoniac, este absolut necesar un separator de lichid vertical SLV, care sa separe faza lichida de cea gazoasa īnainte de intrarea acesteia din urma in compresor. Aceasta este obligatorie cu scopul de a asigura in compresor numai vapori saturati uscati de amoniac. La instalatia cu freon se puteau si era recomandata alimentarea compresorului cu vapori supraīncalziti intr-un schimbator de caldura intern care functiona ca supraīncalzitor de vapori si subracitor de lichid. Aceasta era permisa la freoni deoarece temperatura vaporilor supraīncalziti nu era asa de mare ca la amoniac, ea daunānd uleiului. In ambele cazuri este absolut necesar ca stropii de agent frigorific sa nu patrunda in compresor, deoarece acest fenomen ar produce lovituri de berbec in instalatie odata cu vaporizarea brusca a acestora si deci cu cresterea volumului specific.
Fiecare compresor a fost prevazut cu un separator de ulei SU, cu scopul de a retine eventualul ulei antrenat de vaporii supraīncalziti de amoniac. Acesta este obligatoriu deoarece amoniacul nu este miscibil cu uleiul si altfel uleiul ar fi ramas in vaporizator, īmpiedicānd transferul termic si lasānd compresoarele fara o ungere adecvata. La instalatia cu freon aceste SU nu ar fi fost necesare, insa s-ar fi impus o viteza de circulatie a agentului frigorific mare si acesta ar fi fost constrāns sa circule prin spatiile mai reduse pentru antrenarea uleiului ramas. Instalatia nu este foarte mare, iar temperatura vaporilor supraīncalziti este relativ redusa, asa ca nu au fost prevazute serpentine cu apa rece la SU pentru scaderea miscibilitatii dintre vapori si ulei. In general aceste separatoare retin cam 97% din uleiul antrenat. Totusi in calcule trebuie tinut cont de pelicula de ulei formata pe suprafetele de transfer din vaporizator, condensator si subracitor.
Pentru evitarea īntreruperii instalatiei si pentru a putea acoperi eventuale sarcini mai mari in cazul in care consumatorul de frig devine, in timp, mai mare, s-a mai prevazut un compresor de rezerva si un separator de ulei, izolate de instalatie cu ajutorul unor vane normal īnchise.
Apa de racire circula prin interiorul tevilor, la calculul coeficientilor de transfer termic tināndu-se seama de stratul de piatra depus pe peretii tevilor.
Pentru supravegherea instalatiilor a fost construita o camera de supraveghere in imediata vecinatate a camerei compresoarelor, dotate ambele cu usi de refugiu opuse respectānd distantele minime dintre compresoare si peretii īnconjuratori.
Agentul frigorific :
Puterea frigorifica
Agentul racit
Temperaturile agentului racit S1 S2
Agentul de racire
Temperaturile agentului de racire W1 W2
Figura 1.1 : Schema teoretica a instalatiei cu compresie mecanica pentru amoniac
V - vaporizator; SL - Separator de lichid; K - compresor; SU
- separator de ulei; C - condensator; R
- rezervor de amoniac lichid; SR - subracitor de lichid; VL - ventil de
laminare
Figura 1.2 : Ciclul termodinamic teoretic
proces de comprimare
adiabatica; 2 -2' proces de racire a vaporilor; 2' - 3 proces de
condensare; 3 - 4 proces de subracire īn subracitor; 4 - 5 proces de laminare; 5 - 1 proces de
vaporizare
Figura 1.3 : Variatia de temperatura a agentilor īn vaporizator
[ŗC]
Figura 1.4 : Variatia de temperatura a agentilor
īn condensator
[ŗC]
Figura 1.5 : Variatia de temperatura a fluidelor īn subracitor
[ŗC]
Dupa determinarea temperaturilor 
si 
se pot determina
nivelele de presiune la schimbarea de faza 
si 
, stabilindu-se din tabelele amoniacului pe curba de saturatie
parametrii punctelor 1, 2', 3, 6.
Parametrii celorlalte puncte se citesc din diagrama amoniacului dupa trasarea procesului.
Puterea frigorifica
masica 
[kJ/kg]
Puterea frigorifica
volumica 
[kJ/m3]
Debitul masic de amoniac 
[kg/s]
Puterea termica masica
de condensare 
[kJ/kg]
Puterea termica totala a
condensatorului 
[kW]
Lucrul mecanic de comprimare 
[kJ/kg]
Puterea totala de comprimare 
[kW]
Puterea masica a
subracitorului 
[kJ/kg]
Puterea termica totala a
subracitorului 
[kW]
Figura 2.1 : Schema teoretica a instalatiei cu compresie mecanica pentru freoni
V - vaporizator; SCR - schimbator de caldura
recuperativ; K - compresor; C - condensator; VL - ventil de laminare
termostatat.
Figura 2.2 : Ciclul termodinamic teoretic
1 - 1' supraīncalzirea vaporilor īn vaporizator; 1' - 1"
supraīncalzirea vaporilor īn SCR; 1" - 2 comprimare adiabatica; 2 -2'
racire a vaporilor; 2' - 3 condensare; 3 -4 subracire a lichidului; 4
-5 laminare; 5-1 vaporizare.
Figura 2.3 : Variatia de temperatura a agentilor īn vaporizator
[ŗC]
Figura 2.4 : Variatia de temperatura a agentilor termici īn condensator
[ŗC]
Se propun temperaturile vaporilor supraīncalziti īn aspiratia compresorului
[ŗC]
[ŗC]
Din bilantul termic pe SCR rezulta entalpia lichidului subracit
Dupa determinarea temperaturilor si se pot determina
nivelele de presiune la schimbarea de faza si , stabilindu-se din tabelele de freoni pe curba de
saturatie parametrii punctelor 1, 2', 3, 6.
Parametrii celorlalte puncte se citesc din diagrama amoniacului dupa trasarea procesului.
Puterea frigorifica
masica 
[kJ/kg]
Puterea frigorifica
volumica 
[kJ/m3]
Debitul masic de amoniac [kg/s]
Puterea termica masica
de condensare [kJ/kg]
Puterea termica totala a
condensatorului [kW]
Lucrul mecanic de comprimare [kJ/kg]
Puterea totala de comprimare [kW]
Puterea masica a
subracitorului [kJ/kg]
Puterea termica totala a
subracitorului [kW]
Puterea termica masica a
SCR 
[kJ/kg]
Puterea termica totala a
SCR 
[kW]
Īn timpul functionarii reale, performantele compresorului(debitul volumic aspirat, raportul de compresie, puterea consumata) se modifica defavorabil fata de functionarea teoretica. Acest lucru se datoreaza existentei unui spatiu mort(necesar amplasarii supapelor), a pierderilor de presiune la curgerea vaporilor prin supape, a supraīncalzirii vaporilor īn aspiratia compresorului, a pierderilor de gaz prin neetanseitati, cāt si prin abaterea vaporilor de la legile gazelor ideale. Aprecierea performantelor se poate exprima cantitativ cu ajutorul unor coeficienti de lucru.
Existenta spatiului mort este dictata de considerente constructive(amplasarea supapelor). Astfel existenta acestuia face ca aspiratia vaporilor sa se realizeze cu īntārziere dupa destinderea vaporilor comprimati neevacuati.
Limitarea cursei pistonului si utilizarea partiala a ei cāt si cresterea volumului masic de vapori aspirati (prin amestecul celor din vaporizator cu cei calzi din spatiul mort) vor conduce la micsorarea debitului volumic aspirat de compresor.
Aceasta abatere se apreciaza prin
coeficientul spatiului vatamator 
.
unde:
- coeficientul relativ
al spatiului mort
- indicele
transformarii politropice (1 la NH3 ; 1.1 la freoni)
Avānd īn vedere pierderile de presiune la
curgerea vaporilor prin supape īn realitate compresorul va functiona la o
presiune mai mica īn aspiratie pāna la o presiune mai mare īn
refulare. Diferentele de presiune sunt necesare pentru īnvingerea inertiei
si frecarilor din supape. Debitul volumic va fi corectat prin
coeficientul de laminare al vaporilor īn supapa de aspiratie 
.
Īn aceasta conducta vaporii vor
suferi o supraīncalzire 
ceea ce va mari volumul lor masic, īncāt debitul volumic
aspirat de compresor se reduce.
unde 
este temperatura teoretica de aspiratie
Pierderile de gaz prin neetanseitatile compresorului, dependente de acesta sunt apreciate de coeficientul de etanseitate.
Toate diminuarile debitului volumic sunt
apreciate de randamentul volumic 
.
Īn situatia īn care se dimensioneaza un compresor se utilizeaza formula:
[m3/h]
daca se verifica un compresor atunci formula devine :
[m3/h]
unde 
[m3/h]
Acest coeficient realizeaza
comparatia īntre puterea teoretica de compresie 
si cea indicata 
.
Puterea teoretica depinde de lucrul mecanic masic, de comprimarea adiabatica, lucrul mecanic de compresie si de debitul masic al vaporilor aspirati īn compresor.
[kW]
unde 
sunt entalpiile masice ale vaporilor la absorbtia
si refularea din compresor.
Puterea indicata este cea care trebuie data īn realitate pistonului pentru a-l deplasa cu cursa l.
cu b - coeficient dependent de constructia compresorului si agentul frigorific; b=0.001 pentru compresoare verticale de amoniac sau b=0.0025 pentru compresoare verticale de freoni.
Īn realitate compresorul
functioneaza cu un raport de compresie mai mare pentru a īnvinge
inertiile si frecarile din supape. Puterea furnizata
arborelui trebuie sa īnvinga si frecarile din lagare.
Īn plus debitul volumic aspirat este mai mare 
. Astfel puterea efectiva consumata de compresor va
fi mai mare decāt cea indicata.
unde puterea de frecare este data de
relatia : 
unde 
poate avea valorile :
(0.4 .0.6)10^5 N/m2 la compresoare īn echicurent sau (0.2 .0.4)10^5 N/m2 pentru
compresoare īn contracurent.
Puterea totala consumata de motorul de antrenare al compresorului se apreciaza prin randamentul de transmisie de la motor la compresor:
Tipul si numarul de compresoare necesar instalatiei frigorifice se determina prin doua metode :
1)Pe baza debitului real aspirat 
aplicānd relatia
: 
[m3/h] unde
este cilindreea totala orara a celor 
compresoare active
2)Pe baza puterii frigorifice 
dezvoltate de cele compresoare active cu
formula :
. Puterea frigorifica specifica a unui compresor
este dependenta de caracteristicile geometrice ale compresorului, de
proprietatile termodinamice ale fluidului precum si de
conditiile de lucru. Astfel constructorul prezinta sub forma de
tabele aceasta putere la diferiti parametrii de functionare.
Īn ceea ce priveste numarul de compresoare active acesta se recomanda a fi ales īntre 2 si 8. Suplimentar se vor prevedea un numar de compresoare de rezerva cāte unul pentru 1 .4 compresoare active.
Datorita puterii frigorifice superioare obtinute īn urma
alegerii compresoarelor fata de cea din tema, este necesara
recalcularea celorlalte puteri termice din instalatie.
Debitul masic real de agent
frigorific 
[kg/s]
Puterea termica reala de
condensare 
[kW]
Puterea termica reala de
subracire 
[kW]
Agentul de racire īn cazul puterilor frigorifice medii si mari este apa pe cānd īn cazul instalatiilor frigorifice cu puteri frigorifice reduse se poate utiliza si aerul.
Īn cazul instalatiilor frigorifice cu racire pe baza de apa condensatorul este multitubular orizontal īn care apa de racire circula prin interiorul tevilor iar agentul frigorific prin exterior.
Datorita rolului redus al desupraīncalzirii vaporilor asupra suprafetei de schimb termic , īn calcul se poate considera ca temperatura agentului termic ca fiind constanta.
Suprafata de transfer de
caldura a condensatorului 
este :
[m2]
unde q este densitatea de flux termic la condensare.
Determinarea lui q se face printr-un calcul grafo-analitic.
Transferul de caldura se
realizeaza de la agentul frigorific care condenseaza (amoniacul,
freonii) catre apa de racire. Astfel cantitatea de caldura
q este constanta prin toate straturile termice dintre cele doua
fluide. Fie 
temperatura uleiului de pe partea freonului si
temperatura medie a apei de racire 
.
Conservarea densitatii de flux
termic duce la : 
[W/m2]
unde 
sunt coeficientii
de transfer termic convectiv,
este rezistenta conductiva la trecerea prin ulei,
metal, piatra.
Calculul se desfasoara prin
determinarea a doua functii de 
, 
si 
.
Astfel :
[W/m2]
[W/m2]
[W/m2]
Fie ecuatia criteriala din care
da coeficientul convectiv de transfer termic 
īn care :
este criteriul Nusselt
la condensarea agentului frigorific
criteriul Galilei;
Pr este criteriul Prandtl
este criteriul
Kutateleadze
constantele C si m au valorile 
, lungimea caracteristica 
iar datele termofizice
necesare sunt extrase din tabele pentru fiecare tip de agent frigorific pentru
temperatura de condensare .
Fie ecuatia criteriala din care
da coeficientul convectiv de transfer termic 
īn care :
este criteriul Nusselt
la īncalzirea apei īn tevi
este criteriul
Reynolds
Pr este criteriul Prandtl.
Constantele c, m si n au valorile 
,parametrii termofizici sunt determinati pentru apa cu
temperatura 
, lungimea caracteristica este l=di, iar viteza apei
este aleasa suficient de mare pentru a se instala regimul turbulent
(Re>104).
Īn urma trasarii celor doua functii rezulta la intersectia graficelor x si q.
Cu debitul de caldura determinat se poate calcula suprafata de schimb de caldura.
[m2]
Suprafata condensatorului este realizata de n tevi pe trecere, cu un diametru mediu dm = (di+de)/2, o lungime L si N treceri ale apei prin condensator.
[m2]
Numarul de tevi pe o trecere rezulta din ecuatia de continuitate:
Lungimea fasciculului de tevi este limitata la 2 .6 m determināndu-se pentru un numar par de treceri N=2 .24
[m]
Diametrul mantalei condensatorului rezulta īn functie de asezarea tevilor, numarul si dimensiunea acestora:
unde:
m - coeficient dependent de numarul total de tevi din manta
t - pasul dintre tevi
de - diametrul exterior al tevilor
δ - distanta intre teava cea mai apropiata de manta si aceasta
īn care
m - grosimea mantalei.
Dimensionarea racordurilor se face cu ecuatia de continuitate a debitelor:
[m]
Vaporizatoarele au rolul de a raci lichidul sosit de la consumatorul de frig (agentul intermediar) fie pin imersarea suprafetei de transfer termic īn lichidul acumulat īn baia de racire, fie prin circulatia acestuia printr-un schimbator de caldura multitubular.
Vaporizatoarele imersate se utilizeaza pentru agenti nemiscibili cu uleiul (R22, R134a).
Vaporizatoarele multitubulare sunt utilizate pentru toti agentii frigorifici avānd o functionare diferita pentru fiecare tip de agent īn parte (amoniac, freoni).
Figura 4.1 : Variatia temperaturii agentilor īn
vaporizator pentru amoniac si freoni
Vaporizatorul multitubular orizontal pentru amoniac este realizat dintr-un fascicul de tevi din otel de 25x2.5 - 28x3 mm, sudate sau mandrinate īn placile tubulare si plasat īntr-o manta circulara.
Amoniacul vaporizeaza īn spatiul dintre tevi si manta primind caldura cedata de agentul intermediar care circula prin interiorul tevilor. Amoniacul circula cu o viteza īntre 0.8 .2 m/s.
Suprafata de transfer termic a vaporizatorului se determina cu relatia :
[m2]
iar k cu relatia de la pereti plani:
[W/m2K]
Modul de calcul este iterativ propunāndu-se o valoare pentru k si verificānd-o prin calcul pāna sub o eroare admisa.
Se alege diametrul tevilor de x g
Se propune un coeficient global de transfer termic k=500 .800 W/m2K.
Se alege viteza solei prin vaporizator.
Determinarea coeficientului
convectiv al solei 
Pentru regimul turbulent la curgere īn tevi orizontale Miheev propune relatia:
valabila pentru 
Pentru regimul tranzitoriu valorile NuS se diminueaza cu coeficientul lui Ramm
unde : 
, criteriul Nusselt; 
, criteriul Reynolds.
Lungimea caracteristica este l=di, parametrii termofizici se determina din tabele īn functie de fluidul ales si temperatura medie a acestuia.
Determinarea rezistentei termice conductive
Determinarea coeficientului convectiv
al amoniacului
īn care :
este criteriul Nusselt
la condensarea agentului frigorific
criteriul Grasshoff;
Pr este criteriul Prandtl
Relatia este valabila pentru
vaporizare īn spatii largi cānd 
Datele criteriale ale agentului frigorific se aleg din tabele pentru temperatura de vaporizare.
Pentru amoniac cu 
se considera
relatia :
Daca 
si atunci se
utilizeaza relatia:
sau o relatie valabila pentru 
Verificarea lui k
Se calculeaza eroarea :
īn cazul īn care aceasta nu este convenabila se reia calculul cu o noua valoare kP
Suprafata condensatorului este realizata de n tevi pe trecere, cu un diametru mediu dm = (di+de)/2, o lungime L si N treceri ale apei prin condensator.
[m2]
Numarul de tevi pe o trecere rezulta din ecuatia de continuitate:
Lungimea fasciculului de tevi este limitata la 2 .6 m determināndu-se pentru un numar par de treceri N=2 .24
[m]
Diametrul mantalei condensatorului rezulta īn functie de asezarea tevilor, numarul si dimensiunea acestora:
unde:
m - coeficient dependent de numarul total de tevi din manta
t - pasul dintre tevi
de - diametrul exterior al tevilor
δ - distanta intre teava cea mai apropiata de manta si aceasta
īn care
m - grosimea mantalei.
Dimensionarea racordurilor se face cu ecuatia de continuitate a debitelor:
[m]
Acest dispozitiv este prevazut la instalatiile cu agenti nemiscibili cu uleiul. Rolul sau este acela de a separa picaturile de ulei antrenate de vaporii de agent frigorific din compresor īn scopul diminuarii stratului de ulei din schimbatoarele de caldura si a ungerii corespunzatoare a compresoarelor prin returnarea uleiului īn carter. Separarea uleiului se produce prin scaderea brusca a vitezei, prin schimbari bruste de directie si parcurgerea unui strat de umplutura. Diametrul minim este:
unde QV2 - debitul volumic la starea 2
w - viteza vaporilor īn separator 0.3 .0.5 m/s
NKA - numarul compresoarelor active.
Acesta este utilizat īn instalatiile cu amoniac pentru protectia compresorului īmpotriva patrunderii picaturilor de lichid rezultate dintr-o vaporizare incompleta īn compresor. Separat de aceasta separatorul mai serveste si la alimentarea vaporizatorului. Diametrul minim este:
Rezervorul de lichid este utilizat īn instalatiile frigorifice cu puteri medii sau mari pentru acumularea īn caz de avarie a volumului de agent frigorific lichid sau pentru stocarea surplusului de agent frigorific īn perioadele de consum redus. Īn ceea ce priveste volumul acestuia el trebuie sa asigure umplerea cu agent frigorific īn cazul cel mai defavorabil pāna la 80%.
La instalatiile cu amoniac de puteri medii sau mari se recomanda subracirea agentului frigorific, cu efect asupra cresterii puterii frigorifice cu 3 .4% īn conditiile aceluiasi consum energetic. Amoniacul este subracit cu 3 .5ŗC.
Dimensionarea acestui aparat consta īn determinarea suprafetei de schimb termic:
[m2]
unde:
k cu relatia de la pereti
plani: 
[W/m2K]
- diferenta medie
logaritmica de temperatura a fluidelor din subracitor.
Pentru un bun transfer termic se recomanda o viteza a fluidelor prin subracitor de 0.5 .2 m/s pentru lichide si 8 .15 m/s pentru gaze.
Coeficientii de transfer termic 
se determina
utilizānd relatia lui Miheev :
valabila pentru
Pentru regimul tranzitoriu valorile Nu se diminueaza cu coeficientul lui Ramm
unde : 
, criteriul Nusselt; 
, criteriul Reynolds;
, criteriul Prandtl.
Lungimea caracteristica este :
la curgerea īn tevi respectiv la curgerea printre tevi.
Parametrii termofizici se determina din tabele īn functie de fluidul ales si temperatura medie a acestuia.
Temperatura medie logaritmica este: 
.
Proiectul de fata are ca scop calcularea d.p.d.v. termic si dimensionarea unei instalatii frigorifice cu absorbtie de vapori de amoniac in apa in conditiile aceleiasi puteri frigorifice ca si in cazul anterior, al instalatiei frigorifice cu compresie mecanica de vapori de amoniac. Aceasta solutie este recomandabila fiind mai fiabila si mai simpla ca īntretinere in cazul in care se dispune de o sura de energie precum aburul saturat uscat. Desi debitele de apa aflate in circulatie vor fi mai mari iar energia termica raportata la puterea frigorifica va fi mult mai multa, deci COP-ul va fi mult mai mic, aceasta recomandare ramāne valabila in conditiile unui cost mult mai redus al kW -ului termic (abur) fata de cel electric, mai ales cānd aburul survine ca deseu tehnologic. Se urmareste determinarea punctelor caracteristice, fluxurilor termice masice, raportate la unitatea de agent frigorific, bilanturile termice partiale si bilantul termic total al instalatiei, determinarea coeficientului de performanta si dimensionarea principalelor utilaje ale instalatiei, fierbatorul si absorbitorul.
Pentru pomparea solutiei bogate prin circuitul compresorului termochimic se utilizeaza o pompa de fluid care insa consuma o energie de pompare neglijabila in raport cu celelalte fluxuri termice, sau in raport cu puterea consumata de compresoarele IFCM.
|
