Download pdf - Chiller Absorbtieeee

0

UTCB- Universitatea Tehnică de Construcţii Bucureşti

Facultatea de Ingineria Instalaţiilor

TEZĂ DE DOCTORAT

Autor: ing. Răzvan Calotă

Conducător ştiinţific: prof.dr.ing. Florea

Chiriac

Contribuţii la studiul maşinilor frigorifice cu absorbţie de

amoniac - apă cu schimbătoare compacte

acţionate cu energie solară

Contribuţii la studiul maşinilor frigorifice cu absorbţie de NH3-H2O cu schimbătoare compacte acţionate cu energie solară

Autor: ing. Răzvan Calotă Conducător ştiinţific: prof.dr.ing. Florea Chiriac

1

Cuvânt înainte

Această teză a fost realizată cu ajutorul neprețuit al unui colectiv de cadre didactice şi

personal tehnic.

Aş dori să‐i mulțumesc în primul rând domnului profesor Florea Chiriac, pentru susținere şi

îndrumare şi a cărui experiență de o viață în domeniul instalațiilor cu absorbție stă la baza

realizării instalației experimentale analizată în lucrarea de față.

Mulțumesc doamnei conf. Anica Ilie şi domnului profesor Robert Gavriliuc pentru punerea

la dispoziție a celor două instalații care au fost testate în cadrul tezei precum şi a senzorilor şi

echipamentelor de măsură.

Le mulțumesc domnilor profesori Gabriel Ivan, Liviu Drughean, Dan Stănescu şi Florin

Băltărețu pentru sfaturile date pe parcursul elaborării tezei.

Îi mulțumesc doamnei Alina Girip pentru ajutorul acordat cu programul de simulare a

proceselor din instalație.

Țin să aduc mulțumiri domnului Şerban de la Galați şi echipei trimise de dânsul, domnilor

Anton şi Neacşu, pentru ajutorul la realizarea modificării constructive a instalației.

Le mulțumesc colegilor de birou, doamnelor Rodica Dumitrescu şi Mădălina Nichita şi

domnului N.N. Antonescu pentru susținere şi pentru rezistența la parfumul intens de

amoniac cu care i‐am delectat o bună perioadă de timp.

Mulțumesc personalului tehnic format din domnii Gheorghe Maftei, Dumitru Burlacu şi

Marian Toma care m‐au ajutat permanent la modificările constructive şi montarea diferiților

senzori, uneori chiar şi în weekend.

Mulțumesc familiei şi prietenei care au fost alături de mine pe tot parcursul realizării acestei

teze şi a căror impulsuri m‐au ambiționat în mod constant.



2

Context

Lucrarea de față se încadrează în tendințele actuale de utilizare pe scară largă a surselor de

energie regenerabile, în scopul reducerii consumului de combustibil convențional şi implicit,

a degajărilor de gaze ce contribuie la încălzirea globală.

În cadrul tezei se demonstrează posibilitatea de substituire a arzătorului acționat de gaz

natural, din schema funcțională a unei instalații frigorifice cu absorbție, cu un schimbător de

căldură compact, alimentat de apă caldă preparată într‐un circuit de captatori solari plani.



3

Cuprins:

Notaţii utilizate…………………………………………………………………………....5

Lista figurilor……………………………………………………………………………...6

Lista tabelelor……………………………………………………………………………..9

Capitolul 1: Elemente generale……………………………………………………………10 1.1. Contextul internaţional………………………………………….……………. ...10 1.2. Situaţia implementării pe plan european a instalaţiilor frigorifice cu absorbţie acţionate cu energie solară…………………………………………12 1.3. Situaţia cercetării în domeniul ce face obiectul tezei………………….………..17 1.4. Surse regenerabile de energie- energia solară; sisteme de captatori solari……………….…………………………………...…23 1.4.1. Energia solară………………………………………………………….23 1.4.2. Sisteme de captatori solari……………………………………………..26 1.5. Sisteme frigorifice cu sorbţie- scurt istoric; Scheme de lucru; modalităţi de utilizare a energiei solare………..……………..33

1.5.1. Scurt istoric…………………………………………………………..33 1.5.2. Elemente generale privind alcătuirea sistemelor frigorifice cu sorbţie……………………………………..34 1.5.3. Schema de lucru a maşinii cu absorbţie în soluţie

hidroamoniacală ce funcţionează după ciclul GAX…………………36 1.5.4. Scheme de lucru ale maşinii termice cu absorbţie în soluţie amoniac – apă……………………………………………..37 1.5.5. Scheme de lucru ale maşinii termice cu absorbţie

în soluţie bromură de litiu – apă……………………………………..38 1.5.6. Schema clasică de implementare a maşinilor frigorifice

cu absorbţie pentru climatizarea spaţiilor cu ajutorul energiei solare………………………………………………………..40

1.6. Agenţi frigorifici utilizaţi în sistemele frigorifice cu absorbţie………..……42 1.7. Obiectul tezei de doctorat…………………………………………..……….46

Capitolul 2: Modelarea teoretică a proceselor termodinamice în instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie amoniac-apă într-o treaptă……………….47

2.1 Schema instalaţei reale. Reprezentarea în diagramă a proceselor………...…….47 2.2 Calcul termic al instalaţiei cu absorbţie într-o treaptă………………………......52 2.3 Prezentarea softului utilizat pentru simularea funcţionării instalaţiei………......58



4

Capitolul 3: Prezentarea modelului experimental………………………………………....61 3.1 Prezentarea instalaţiei de captatori solari..............................................................61 3.2.Prezentarea maşinii frigorifice experimentale cu absorbţie..................................66

3.2.1 Amplasarea şi realizarea instalaţiei.........................................................66 3.2.2 Schema şi instalaţiei şi descrierea funcţionării…………………………70 3.2.3 Reprezentare în diagramă a proceselor....................................................72 3.2.4 Modelarea matematică a instalaţiei experimentale..................................73

Capitolul 4: Prezentarea şi prelucrarea datelor obţinute în urma cercetărilor experimentale...................................................................................................81 4.1 Senzori şi aparatură de măsură.............................................................................81

4.2 Prezentarea şi modelarea matematică a datelor.....................................................87 4.3 Compararea rezultatelor experimentale cu cele obţinute

în urma modelării cu softul EES........................................................................113 4.4 Cercetări experimentale asupra sistemului de alimentare

cu energie solară.................................................................................................117 4.5 Analiza economică..............................................................................................121

Capitolul 5: Concluziile cercetărilor realizate şi contribuţii personale…………………..123 5.1. Concluzii.............................................................................................................123 5.2. Contribuţii avute la stadiul cercetării în domeniu şi propuneri de viitor...........................................................................................125

Anexe A1. Date obţinute în urma testelor efectuate asupra celor două instalaţii………....127

A2. Reprezentarea în diagramă a proceselor…………………………………...….137 A3. Prezentarea programului de simulare a proceselor din instalaţia cu absorbţie………………………………………………………….140 A4. Monitorizarea evoluţiei temperaturilor şi fluxurilor livrate din circuitul solar + cazan………………………………………………………….144 A5.Factură gaze naturale…………………………………………………………...148

Lista bibliografică………………………………………………………………………149



5

NOTAŢII UTILIZATE

• COP coeficient de performanţă, [-] • cp căldura specifică la presiune constantă, [kJ/kgK] • E puterea de emisie, [W/m2] • ε emisivitatea, [-] • f factor de circulaţie, [ -] • Ф puterea diferitelor echipamente ale instalaţiilor, [kW] • h entalpia specifică, [ kJ/kg] • HI putere calorică inferioară, [kJ/Nm3] • HS putere calorică superioară, [kJ/Nm3] • k coeficient global de transfer de căldură, [W/m2K] • l lucru mecanic specific, [ kJ/kg] • λ conductivitatea termică, [W/mK] • m masa, [kg] • m& , Qm debit masic, [kg/s] • P puterea electrică, [ kW] • p presiunea absolută , [bar] • q& puterea specifică, [kW/m2] • R debit de refux, [kg/s] • r reflux specific, [-] • ρ densitatea, [ kg/m3] • s entropia specifică, [kJ/kgK] • S suprafaţa, [m2] • t, θ temperatura relativă , [°C] • T temperatura absolută , [K] • v volum specific, [m3/kg] • V& debit volumic, [ m3/s] • w viteza, [m/s] • x titlul vaporilor, [-] • ξ concentraţia amoniacului în apă, [%] • Δξ interval de degazare, [-]



6

LISTA FIGURILOR

Figura nr. 1: Situaţia instalaţiilor frigorifice cu absorbţie utilizând energia solară, pentru climatizare, în anul 2004

Figura nr. 2: Evoluţia recentă a instalării maşinilor solare cu absorbţie Figura nr. 3: Maşini frigorifice cu absorbţie în funcţie de agenţi frigorifici, putere

frigorifică şi producător Figura nr. 4: Chillere cu absorbţie produse de firmele Pink şi Ago Figura nr. 5: Instalaţie de panouri fotovoltaice, Cabana Genţiana, Retezat Figura nr. 6: Instalaţie cu absorbţie în soluţie amoniac-apă, Aerospace Center,

Germania Figura nr. 7: Instalaţie de absorbţie în soluţie amoniac-apă acţionată solar, Univ.

Delft Figura nr. 8: Ciclul frigorific al maşinii frigorifice cu absorbţie prezentate, realizat

în programul Aspen Plus Figura nr. 9: Instalaţie cu absorbţie alimentată cu energie solară- 30 decembrie Figura nr. 10: Bilanţul de energie al Pământului Figura nr. 11: Harta intensităţii radiaţiei solare în Europa şi în România Figura nr. 12: Gradul mediu de însorire în Bucureşti Figura nr. 13: Spectrul electromagnetic cu evidenţierea radiaţiei termice Figura nr. 14: Răspândirea panourilor solare în Europa Figura nr. 15: Principiul de funcţionare al unui panou solar tip beta Figura nr. 16: Elementele componente ale unui captator solar plan Figura nr. 17: Instalatie solara cu captatori parabolici Figura nr. 18: Instalaţie cu panouri fotovoltaice- clădire Alaska Figura nr. 19: Schemele simplificate ale instalaţiilor cu absorbţie respectiv cu

adsorbţie Figura nr. 20: Schema maşinii cu absorbţie funcţionând după ciclul GAX Figura nr. 21: Schema de lucru pentru maşina termică ROBUR Figura nr. 22: Schema de lucru pentru maşina termică cu absorbtie CARRIER Figura nr. 23: Schema de lucru pentru maşina frigorifică YAZAKI Figura nr. 24: Schema de principiu a unei instalaţii de climatizare utilizând energie

solară Figura nr. 25: Diferite tipuri de ventiloconvectoare (de perete, tip duct, de plafon) Figura nr. 26: Structura moleculei de NH3 Figura nr. 27: Instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie amoniac – apă Figura nr. 28: Reprezentarea proceselor în diagrama h-ξ -p Figura nr. 29: Reprezentarea proceselor în diagrama p-ξ - θ Figura nr. 30: Bilantul energetic al vaporizatorului Figura nr. 31: Bilanţul masic de amoniac al generatorului de vapori Figura nr. 32: Bilanţul masic de amoniac al deflegmatorului



7

Figura nr. 33: Bilanţul energetic al deflegmatorului Figura nr. 34: Bilanţul energetic al generatorului de vapori Figura nr. 35: Bilanţul energetic al absorbitorului Figura nr. 36: Bilanţurile energetice pentru condensator şi pompa de soluţie Figura nr. 37: Bilanţul energetic al economizorului Figura nr. 38: Bilanţul energetic al schimbătorului cu dublu rol Figura nr. 39: Exemplu scris în EES pentru rezolvarea ecuaţiilor aferente unei

instalaţii cu absorbţie Figura nr. 40: Dimensiuni constructive ale panoului HOVAL WK251 Figura nr. 41: Distanţa minimă între două rânduri de captatori Figura nr. 42: Poziţionarea captatorilor solari Figura nr. 43: Rezervor stocare apă caldă tip EnerVal, capacitate 4000 l Figura nr. 44: Aeroterma Galletti 43 Figura nr. 45: a. poziţionarea schimbătorului de căldură cu plăci cu rol de fierbător b. realizarea legăturilor de alimentare a fierbătorului cu apă caldă Figura nr. 46: a. Instalaţie cu absorbţie cu fierbătorul acţionat de un arzător, b.

Instalaţie modificată, la care schimbătorul de căldură anexat devine fierbător

Figura nr. 47: Schema instalaţiei experimentale cu absorbţie în soluţie amoniac – apă Figura nr. 48: Reprezentarea proceselor în diagrama entalpie – concentraţie Figura nr. 49: Bilanţul energetic şi de masă al fierbătorului Figura nr. 50: Bilanţul energetic şi de masă al fierbătorului iniţial al instalaţiei Figura nr. 51: Bilanţul r energetic şi de masă al rezervorului de soluţie Figura nr. 52: Bilanţul energetic şi de masă al deflegmatorului Figura nr. 53: Bilanţul energetic şi de masă al preabsorbitorului Figura nr. 54: Bilanţul energetic şi de masă al condensatorului Figura nr. 55: Bilanţul energetic şi de masă al absorbitorului Figura nr. 56: Bilanţul energetic şi de masă al vaporizatorului Figura nr. 57: Bilanţul energetic şi de masă al pompei de soluţie Figura nr. 58: Bilanţul energetic şi de masă al schimbătorului de căldură tip ţeavă în

ţeavă Figura nr. 59: a. Poziţionarea senzorilor de măsură la instalaţia acţionată solar, b.

Poziţionarea senzorilor de măsură la instalaţia acţionată de arzătorul pe gaz

Figura nr. 60: Aparat de achiziţie a datelor, tip Almemo 5590 Figura nr. 61: Poziţionare manometru tip Bourdon pentru măsurarea temperaturii din

deflegmator Figura nr. 62: Poziţionare piranometru de radiaţie totală Figura nr. 63: a. Poziţionarea senzorilor pe conductă, b. Afişaj digital al

debitmetrului cu ultrasunete Figura nr. 64: a. Vedere din faţă a instalaţiei, b. Vedere laterală



8

Figura nr. 65: Evoluţia temperaturii soluţiei sărace la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz), respectiv rezervor de soluţie (instalaţia solară) şi a soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor (8 °C)

Figura nr. 66: Evoluţia temperaturii vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz), respectiv rezervor de soluţie (instalaţia solară) , şi a vaporilor rectificaţi la ieşire din deflegmator (8 °C)





Figura nr. 71: Valorile vitezelor aerului la refularea ventilatorului Figura nr. 72: Valorile temperaturilor aerului la refularea ventilatorului Figura nr. 73: Valorile temperaturilor aerului la refularea ventilatorului Figura nr. 74: Variaţia COP-ului cu temperatura apei reci la ieşire din vaporizator Figura nr. 75: Variaţia puterii frigorifice cu temperatura apei reci la ieşire din

vaporizator Figura nr. 76: Variaţia puterii condensatorului cu temperatura apei reci la ieşire din

vaporizator Figura nr.77: Variaţia puterii fierbătorului cu temperatura apei reci la ieşire din

vaporizator Figura nr. 78: Comparaţie între COP-urile celor 2 tipuri de instalaţii, obţinute pentru

cele 3 regimuri de funcţionare Figura nr. 79: Fereastra cu rezultatele obţinute în urma rulării programului scris în

EES Figura nr. 80: Sistemul de preparare a apei fierbinţi de alimentare a fierbătorului

maşinii frigorifice Figura nr. 81: Monitorizarea temperaturilor din circuitul solar Figura nr. 82: Evoluţia temperaturii apei la ieşirea din rezervor timp de 24 ore Figura nr. 83: Componentele fluxului de căldură livrat fierbătorului instalaţiei



9

LISTA TABELELOR Tabelul nr. 1: Proprietăţile soluţiilor NH3-H2O şi H2O-LiBr Tabelul nr. 2: Caracteristici ale panoului HOVAL WK251 Tabelul nr. 3: Caracteristici funcţionale ale instalaţiei la funcţionarea cu gaz Tabelul nr. 4: Radiaţia solară totală pentru un interval de o oră Tabelul nr. 5: Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei

răcite la ieşire din vaporizator de 8 °C Tabelul nr. 6: Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei

răcite la ieşire din vaporizator de 10 °C Tabelul nr. 7: Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei

răcite la ieşire din vaporizator de 12 °C Tabelul nr. 8: Comparaţie între valorile obţinute Tabelul nr. 9: Echipamente necesare modificării constructive a instalaţiei



10

Capitolul 1. ELEMENTE GENERALE 1.1 Contextul international În ultimele decenii necesarul de energie la nivel global este tot mai mare. Numărul consumatorilor creşte exponenţial, noi instalaţii şi articole consumatoare de energie îşi fac an de an loc pe piaţa.

Dintre acestea- autoturisme, instalaţii de încălzire, răcire şi condiţionare a aerului, electrocasnice, dispozitive de iluminat- toate au ceva în comun- pentru construcţia şi menţinerea lor în funcţiune sunt eliberate în atmosferă cantităţi foarte mari de gaze cu efect de seră.

Conform statisticilor, ultimii 11ani, au fost cei mai torizi din anul 1850 până în prezent. Încălzirea globală a determinat, printre altele, creşterea nivelului mărilor, de la 1.8 mm/an la aproximativ 3 mm/an după anul 1993, dar şi creşterea temperaturilor medii din emisfera nordică şi topirea accentuată a gheţarilor din Antarctica.

Emisia gazelor cu efect de seră datorată activităţilor umane a crescut începând cu perioada preindustriala, dar marea explozie a acestor emisii a avut loc după anul 1970, când nivelul a crescut cu 70%. Emisia dioxidului de carbon a crescut cu 80% din 1970 şi până în prezent, adică de la 21 la 38 de gigatone, reprezentand 77% din totalul gazelor terestre cu efect de seră.

În ceeace priveşte substanţele cu efect distrugator asupra stratului de ozon, s-a considerat că cele mai periculoase ar fi cloroflorocarburile (CFC), produse mai întâi în Belgia, în 1892 şi apreciate de către chimiştii de la General Motors din SUA în 1928, ca fiind un agent frigorific eficient. Au fost utilizate , printre altele, ca agenţi frigorifici pentru răcirea şi condiţionarea aerului, ca solvenţi, sterilizatori şi ca forţe motrice ale aerosolilor.

Gradul înalt de stabilitate al CFC-urilor este cel care cauzează distrugerea stratului de ozon. Fiecare atom de clor poate distruge un număr estimat de 100.000 de molecule de ozon înainte de a fi indepărtat în stratosferă.

Dintre acţiunile întreprinse pentru protejarea stratului de ozon, şi desfăşurate de Programul Naţiunilor Unite pentru Mediu (UNEP), cele mai importante sunt:

- Conferinţa de la Viena, 1981, ce propunea un control viguros asupra folosirii de CFC, şi a fost acceptata de 28 de ţări în martie 1985;

- Protocolul de la Montreal, 1987, care cerea parţilor să facă reduceri de 50% din nivelurile de producţie şi de consum pentru CFC-urile cele mai importante. Prin amendamentele de la Copenhaga (1992), Viena (1995), Beijing (1999) s-au adăugat programului etapizat de scoatere de pe piaţă, până în anul 2050 substanţe cum ar fi: hidroclorfluorocarbonaţii (HFCF), tetraclorura de carbon sau bromclormetan.



11

În martie 2007 statele membre ale Uniunii Europene s-au pus de acord să obţină o reducere cu cel putin 20% din emisiile de gaze poluante până în anul 2020, în comparaţie cu nivelurile din 1990 şi să crească nivelul utilizării surselor de energie regenerabile în Uniune cu până la 20%.

Scopul acestor planuri este de a lupta împotriva schimbărilor climatice, limitând vulnerabilitatea externă a Uniunii în ceeace priveşte importul de energie precum şi de a promova în acest fel şi noi locuri de muncă.

Pentru a indeplini aceste ţinte, Comisia Europeană a adoptat un plan de acţiune pentru realizarea unei eficienţe energetice (EC 2006), care conţine măsuri pentru reducerea utilizării energiei primare cu până la 20% până în anul 2020. Comisia Europeană, prin propuneri de acţionare asupra climei (EC 2008) stabileşte ţinte în utilizarea surselor de energie regenerabile pentru fiecare stat membru al Uniunii.

În ultimul timp, Uniunea Europeană a crescut bugetul prevăzut pentru proiectele legate de energie, în particular pentru programul “Intelligent Energy Europe” (IEE).

IEE este programul suport al Comunitaţii Europene pentru promovarea eficienţei energetice şi a surselor de energie regenerabile. Cea mai mare parte a bugetului prevăzut este utilizată pentru granturi, prin call-uri pentru propuneri, pentru proiectele ale caror obiective se potrivesc cu cele ale Programului.

Prima perioadă a programului IEE, (IEE-1) a început în anul 2003 şi s-a încheiat în decembrie 2006 şi a avut un buget de aproximativ 250 de milioane de euro. A fost susţinut un număr mai mare de 400 de proiecte, înglobând mai mult de 1300 de organizaţii din Europa, şi mare parte din aceste proiecte este încă în desfăşurare.

A doua perioadă a programului IEE, (IEE-2) a început în anul 2007 şi se va sfârsi în anul 2013.

Programul IEE-2 (2007-2013) este parte din programul mai larg de Competiţie şi Inovare. Obiectivele acestui program sunt:

• creşterea eficienţei energetice şi utilizarea raţională a resurselor energetice;

• promovarea surselor de energie noi şi regenerabile şi susţinerea diversificării modurilor de producere a energiei;

• promovarea şi utilizarea surselor de energie regenerabilă în transporturi.

În cadrul acestor proiecte, toate activităţile au un scop comun: să crească cunostinţele de piaţă asupra oportunităţilor de economisire a energiei în clădiri şi mijloacele de a realiza acest lucru. Activităţile desfăşurate acoperă diverse topicuri, de la acţiuni ţintă pentru a promova penetrarea pe piaţă a noului, tehnologii şi materiale inovatoare pentru clădiri, până la campanii la scara larga pentru a schimba strategiile operationale ale companiilor.



12

La summitul G8 din Gleneagles din anul 2005, liderii G8 au cerut Agenţiei Internaţionale pentru Energie (IEA) să realizeze studii asupra eficienţei energetice în diferite domenii, inclusiv în cladiri, industrie şi transport.

IEA a fost solicitată să vină cu recomandări în ceeace priveşte îmbunătăţirea eficienţei energetice în fiecare din aceste sectoare. IEA şi-a prezentat rezultatul studiilor la întrunirile G8 din St. Petersburg din 2006 şi Heligendamm din 2007.

Cea mai mare parte din consumul de energie din clădiri este pentru clădirile rezidenţiale, iar la aceste clădiri, peste jumătate din consum se datorează încălzirii.

Un mare potential pentru realizarea unei eficienţe energetice prin îmbunătăţiri este disponibil atât la clădirile noi cât şi la cele existente. Clădirile noi pot fi gandite şi realizate astfel încât să aibă un consum foarte mic de energie, în timp ce, pentru clădirile existente, se poate obţine o reducere semnificativă a consumului de energie. În particular, este posibil să se reducă nevoia pentru încălzire iarna sau răcire vara.

Studiile au arătat că este posibil să se reducă consumul de energie pentru încălzire şi răcire cu până la 50%, aceasta fiind posibil prin acţiuni de renovare şi schimbări de echipamente.

Casele pasive sunt clădiri care utilizează un consum scăzut de energie şi nu necesită sisteme de încălzire sau răcire traditionale pentru a obtine un nivel de confort interior. Locuintele pasive vor realiza în multe ţări o economie de energie cu un procent de aproximativ 70% faţă de locuinţele nou-construite în sistem tradiţional. Aceste tipuri de case au devenit atractive economic datorită costurilor reduse pentru sistemele de încălzire şi răcire, un rol important al acestor sisteme, constituindu-l instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură ce utilizează energia solară [14].



13

1.2. Situaţia implementării pe plan european a instalaţiilor frigorifice cu absorbţie acţionate cu energie solară Unul dintre cele mai importante proiecte din cadrul IEE este SOLAIR [50]. Proiectul are ca punct ţintă răcirea clădirilor cu sisteme de puteri medii şi mari, ce utilizează energia solară. Acest obiectiv poate fi atins utilizând instalaţii frigorifice cu absorbţie, având fierbătorul acţionat de un circuit cu apă încălzită de Soare şi un consum foarte mic de energie electrică.

Proiectul SOLAIR, încheiat în anul 2010, a cuprins mai multe faze, dintre care:

• analiza situaţiei din Europa în ceeace priveşte instalaţiile de condiţionare a aerului; • studiul celor mai importante instalaţii de răcire ce utilizează energia solară; • un studiu de piaţă pentru a observa posibilitatea de utilizare pe viitor a unor instalaţii

de climatizare acţionate de energie solară în clădiri cu diferite destinaţii.

În Figura nr.1 se prezintă situaţia pe plan european din anul 2004, a instalaţiilor frigorifice cu absorbţie, utilizând energia solară, conform bazei de date a proiectului respeciv.

În urma studiului efectuat, a rezultat că, în prezent, răcirea clădirilor se realizează într-un procent covârşitor cu instalaţii frigorifice cu compresie mecanică, ce au un consum important de energie, însă, începând cu anul 2004, a început să se dezvolte şi piaţa de maşini frigorifice cu absorbţie.

Din clădirile ce utilizează sisteme cu absorbţie, cele mai multe sunt clădirile comerciale, urmate de clădirile de birouri şi cele rezidenţiale.

Figura nr. 1: Situaţia instalaţiilor frigorifice cu absorbţie utilizând energia solară, pentru climatizare,

în anul 2004

După anul 2004 aceste tipuri de instalaţii au cunoscut o dezvoltare destul de importantă, în special în ţările din sudul Europei, precum Spania, datorită economiilor de energie care se pot realiza.

În Figura nr. 2 se arată evoluţia în timp a implementării în clădiri a instalaţiilor solare cu absorbţie de dimensiuni mici în funcţie de puterea frigorifică.



14

Figura nr. 2: Evoluţia recentă a instalării maşinilor solare cu absorbţie

Cel mai întalnit cuplu de substanţe în instalaţiile cu absorbţie este bromura de litiu- apă. Ideea de utilizare a cuplului amoniac - apă în instalaţii pentru climatizare este relativ nouă, această soluţie fiind utilizată până acum, în special pentru instalaţii de răcire industrială, cu scopul obţinerii de temperaturi inferioare valorii de 0 °C.

Inclusiv în comerţ se poate observa că numărul producătorilor de maşini frigorifice cu absorbţie cu BrLi - Apă este mult mai mare decât al celor care produc maşini frigorifice cu amoniac. În Figura nr. 3 se pot observa maşinile cu absorbţie întâlnite pe piaţă, în funcţie de producător şi de puterea frigorifică.

Fig. 3. Maşini frigorifice cu absorbţie în funcţie de agenţi frigorifici,

putere frigorifică şi producător

Instalaţiile de puteri mici ce utilizează amoniacul ca agent frigorific, cum este cea care face obiectul acestei teze, sunt produse de firme cum ar fi Robur şi Pink, iar firma Ago produce instalaţii de puteri mari.

În Figura nr. 4 se prezintă două exemple de chillere cu amoniac produse de firmele Pink – putere 14 kW şi Ago – putere 50 kW.



15

Figura nr. 4: Chillere cu absorbţie produse de firmele Pink şi Ago

În cadrul rapoartelor proiectului SOLAIR s-au prezentat unele proiecte de instalaţii frigorifice cu absorbţie utilizând energie solară din ţarile europene. Din exemplele date mai jos se poate observa faptul că sistemul este implementat cu succes în clădiri cu multiple destinaţii cum ar fi: clădiri rezidenţiale, clădiri de birouri, depozite, fabrici, şi chiar pivniţe pentru păstrarea vinului la o anumită temperatură.

• Bachler – Clădire de birouri din localitatea Grobming, Austria

Această clădire are o suprafaţă de 700 m2 şi este climatizată cu un chiller de putere 9 kW, produs de firma Pink, ce utilizează soluţie amoniac-apă , acţionat de captatorii solari cu o suprafaţă de 46 m2 şi, suplimentar, un sistem de încălzire cu biomasă. Panourile solare au o înclinaţie de 45 ° faţă de sud. Instalaţia are trei rezervoare de stocare a apei, având volumul de 4,5 m3 fiecare, şi este în funcţiune din anul 2007.

• Residence du Lac, Maclas, Franţa – clădire realizată pentru oameni retraşi din activitate

Suprafaţa necesar a fi condiţionată este de 210 m2 . Se utilizează un chiller cu absorbţie de putere 10 kW cu soluţie de bromură de litiu - apă. Panourile solare au o suprafaţă de 24 m2. Sistemul este prevăzut cu un chiller cu compresie mecanică care intră în funcţiune în cazul unor avarii pe circuitul apei încălzite în panourile solare.

• GICB, Banyuls sur Mer, Franţa – pivniţă pentru păstrarea vinului

În cazul acestei pivniţe, s-a ajuns la concluzia că, temperatura interioară necesară păstrării optime a vinului este influenţată negativ de infiltraţiile de căldură prin conducţie, fiind necesar un sistem de climatizare.

Pentru aceasta, s-a utilizat un chiller cu absorbţie, cu soluţie de bromură de litiu - apă, de putere frigorifică 52 kW. Suprafaţa climatizată este de 4500 m2, iar suprafaţa captatorilor solari este de 130 m2.



16

• Clădirea de birouri a IBA AG , Furth, Germania

Clădirea respectivă este climatizată utilizând apă rece de aproximativ 9 °C produsă de un chiller cu absorbţie de putere 30 kW, funcţionând cu bromură de litiu - apă. Suprafaţa climatizată este de 920 m2, iar suprafaţa captatorilor solari este de 88 m2.

Căldura este evacuată din maşina frigorifică printr-un circuit de apă legat la un turn de răcire.

• Fabrica din Bolzano, Italia În fabrica respectivă este necesară răcirea din luna iunie până în septembrie. Suprafaţa de răcit este de 400 m2 şi acest lucru se realizează cu ajutorul unui chiller cu absorbţie de putere 15 kW cu soluţie amoniac - apă. Pentru realizarea apei calde se utilizează 150 m2 de captatori solari, înclinaţi la un unghi de 60 ° faţă de sud. Sistemul auxiliar este compus dintr-un boiler încălzit cu gaz.

• Clădirea Fundaţiei Cartif, Valladolid, Spania

Condiţiile meteorologice din zona în care se gaseşte clădirea prezentată, sunt caracterizate de ierni reci şi veri toride. Intervalul de lucru în clădire este 07.00 - 15.00, rezultând un necesar mai mare de energie dimineaţa. Pentru climatizarea acestei clădiri este utilizat un chiller cu absorbţie cu soluţie de bromură de litiu - apă, de putere 35,2 kW, iar panourile solare ocupă o suprafaţă de 37 m2.

Pe langă SOLAIR, un alt proiect important axat pe subiectul acestei lucrări este MEDISCO- MEDiterranean food and agro- Industry applications of Solar Cooling technologies. Acest proiect este condus de Universitatea Politehnică din Milan, Italia şi are ca scop răcirea laptelui proaspăt muls din ţările din sudul Mării Mediterane, utilizând instalaţii cu absorbţie cu soluţie hidroamoniacală, acţionate de energia solară.

O instalaţie de acest tip a fost instalată în Marrakech, Maroc în anul 2009. Colectorii solari sunt de tip parabolic, iar apa rece produsă de chiller este trecută prin schimbătoare de căldură, unde preia căldura de la lapte, acesta fiind depozitat ulterior în rezervoare bine izolate [4].

În anul 2009 s-a încheiat proiectul „Solar Cooling by Absorption in Tertiary Sector”, condus de Universitatea din Sevillia şi finanţat de Corporaţia Tehnologică din Andaluzia, Spania. Scopul proiectului, care a şi fost atins, a fost demonstrarea potenţialului energiei solare din zona respectivă, pentru a acoperi parţial necesarul de frig şi de căldură pentru clădiri din sectorul terţiar. S-a utilizat un chiller în două trepte de absorbţie, cu bromura de litiu - apă, de putere 174 kW, iar captatorii solari folosiţi au fost de tip parabolic.

Din exemplele date se observă un interes din ce în ce mai mare pentru utilizarea energiei solare în ultimii ani, în scopul climatizării, sau răcirii unor fluide. Acest lucru este posibil prin vehicularea unui agent încălzit în circuitul de panouri solare printr-un chiller cu absorbţie, rezultând apă rece, utilizată apoi pentru răcirea aerului, sau pentru preluarea căldurii de la un agent secundar, într-un schimbător de căldură.



17

Este de asteptat ca în următorii ani să se implementeze tot mai multe instalaţii de acest tip, dat fiind impactul foarte scăzut al acestora asupra mediului.

În România, pentru moment, energia solară este utilizată preponderent pentru prepararea apei calde menajere cu ajutorul panourilor solare termice şi, mai puţin, pentru obtinerea energiei electrice cu ajutorul panourilor fotovoltaice.

În ultimii 10 ani tot mai multe locuinţe, preponderent din zona Dobrogei, litoralul Mării Negre, au optat pentru astfel de sisteme pentru prepararea apei calde menajere, dat fiind faptul că durata de amortizare a investiţiei prezentată de producatori este de doar 6 ani.

O dezvoltare importantă este aşteptată şi în ceeace priveşte implementarea sistemelor fotovoltaice pentru producerea energiei electrice. Cel mai important proiect are o capacitate de 32 de MW, este localizat în oraşul Gătaia din judeţul Timiş, şi este dezvoltat de patru firme locale. Companiile în cauză dispun de certificatul de urbanism pentru proiectul care se va întinde pe o suprafaţă de 86 de hectare. În aceeaşi localitate se pun bazele unui alt parc solar, de 2,99 MW, dezvoltat de firma Iono Energy, pe o suprafaţă de 20 de hectare.

Pe lângă aceste proiecte cu puteri nominale ridicate, panourile fotovoltaice sunt utilizate şi pentru acoperirea totală sau parţială a necesarului de energie electrică pentru diferite construcţii individuale cu destinaţii variate. Un astfel de exemplu ar fi alimentarea cu energie electrică prin această tehnologie a Cabanei Genţiana din Munţii Retezat (Figura nr. 5).

Potrivit Transelectrica, cererea de energie din Romania se va dubla în următorii 20 de ani. De altfel, conform Strategiei Energetice a României, potenţialul solar al ţării poate genera 1,2 TWh anual de electricitate, adică 2,5 % din consumul national actual. Vestul ţării şi Dobrogea sunt cele mai potrivite zone pentru astfel de investiţii.

Figura nr. 5: Instalaţie de panouri fotovoltaice, Cabana Genţiana, Retezat

Este de aşteptat ca şi ţara noastră să se alinieze tendinţelor europene de utilizare într-o măsură din ce în ce mai mare a surselor de energie regenerabile, iar, pe viitor, energia solară să fie utilizată tot mai mult pentru climatizarea spaţiilor.



18

1.3. Situaţia cercetării în domeniul ce face obiectul tezei Referitor la climatizarea aerului cu ajutorul maşinilor frigorifice cu absorbţie în soluţie amoniac-apă au fost realizate numeroase cercetări, dintre care o parte din cele mai recente sunt prezentate în cele ce urmează.

În lucrarea ”Solar cooling”, prof. Rainer Braun de la Universitatea Ştiinţelor Aplicate din Gelserkirchen, din anul 2007,35, se prezintă o analiză asupra a două instalaţii de răcire a aerului, utilizând soluţia hidroamoniacală.

Prima instalaţie are o capacitate de răcire de 20 kW şi este cuplată la captatori solari cu tuburi vidate dispuşi pe o suprafaţă de 72 m2. Pe parcursul încercărilor generatorul de vapori al chillerului cu absorbţie a fost alimentat cu apă de 100 °C, iar fluidul răcit a evoluat între parametrii -2/ 4 °C. În cadrul articolului se prezintă şi o analiză economică din care reies avantajele utilizării panourilor solare pentru prepararea apei fierbinţi, faţă de prepararea acesteia utilizând combustibili fosili.

Cea de-a doua instalaţie analizată este de putere frigorifică foarte mică, de 1 kW şi era iniţial alimentată cu gaz. Instalaţia a fost modificată constructiv astfel încât alimentarea generatorului de vapori să se realizeze cu apă încălzită în captatori solari, iar în urma calculului a rezultat faptul că, o suprafaţă de 6,5 m2 de captatori acoperă necesarul de căldură.

Datorită puterii şi dimensiunilor foarte mici, este posibilă realizarea circulaţiei în această instalaţie doar gravitaţional. Şi în acest caz se prezintă date care susţin ideea implementării unor sisteme acţionate cu energie solară, în defavoarea celor clasice.

Uli Jacob publică în anul 2009 lucrarea ”Recent developments of small-scale solar or waste heat driven cooling kits for air conditioning and refrigeration”, ca parte a cercetării din cadrul Solar Next din Germania [39].

Lucrarea prezintă funcţionarea a diverse aplicaţii practice printre care şi a unui chiller de putere 50 kW montat în Pforzhein, Germania în anul 2008. Acest chiller, cu soluţie amoniac-apă şi acţionat de energie solară este prevăzut cu un turn de răcire a apei ce preia căldura de la condensator şi absorbitor şi este destinat răcirii cartofilor.

În cadrul lucrării ”Solar cooling with an ammonia/water absorption chiller”, M. Zetzche, T. Koller ş.a. din Institutul de Termodinamică Tehnică, Centrul Aerospaţial din Germania se analizează funcţionarea unui chiller de 10 kW în codiţiile de alimentare cu apă încălzită în panouri solare dispuse pe o suprafaţă de 115 m2. Analiza prezentată se referă la o zi de funcţionare şi se prezintă avantajele unui astfel de sistem, care, pentru situaţiile în care nu se acoperă necesarul de frig, este dublat de un rezervor în care se produce gheaţă.



19

În Figura nr.6 se prezintă instalaţia cu absorbţie analizată în articolul de mai sus.

Figura nr. 6: Instalaţie cu absorbţie în soluţie amoniac-apă, Aerospace Center, Germania

În ceeace priveşte cercetarea axată în particular pe tipul specific de instalaţie ce face obiectul acestei teze, un proiect finanţat de catre “Netherlands Agency for Energy and Environment’’ s-a desfăşurat la Universitatea Tehnică Delft din Olanda, începând cu anul 2005. Un grup de cercetători, printre care C.I. Ferreira, DS.Kim, s.a, au modificat o instalaţie tip pompă de căldură care iniţial era acţionată cu gaz, astfel încât să poată fi acţionată de energie solară [19]. Acest lucru a fost posibil prin realizarea unui fierbator tip schimbător de căldură multitubular, unde, în ţevi circulă agentul încălzit de panourile solare, iar soluţia amoniac-apă care fierbe, se scurge pelicular pe suprafaţa acestor ţevi. În Figura nr. 7 este prezentată instalaţia realizată la Delft.

Figura nr. 7: Instalaţie de absorbţie în soluţie amoniac-apă acţionată solar, Univ. Delft

Instalaţia a fost testată la diferite temperaturi ale apei calde ce alimentează fierbătorul şi la diferite concentraţii ale amoniacului în apă. Concluzia a fost că, cea mai bună valoare a coeficientului de performanţă al instalaţiei s-a obţinut în condiţiile unei temperaturi de 100 °C a apei calde şi a valorii mai ridicate de concentraţie a amoniacului în apă.

În articolul ”Ammonia-water absorption machines for refrigeration: theoretical and real performances”, Lazzarin ş.a. din Universitatea din Padova, în anul 1996, prezintă rezultatele cercetărilor efectuate asupra unei maşini frigorifice cu absorbţie de puteri mici, cu fierbătorul acţionat de un arzător pe gaze naturale [31].



20

Iniţial, această instalaţie a fost comercializată de firma Arkla, ce a fost preluată ulterior de firma italiană Robur. În cadrul articolului se prezintă o comparaţie între rezultatele experimentale şi cele calculate pentru diferiţi parametrii. Diferenţele dintre rezultatele obţinute , conform autorilor, se explică prin valoarea constantă a încărcării maşinii frigorifice, în timp ce simularea computerizată alege concentraţiile potrivite pentru fiecare caz particular în parte.

În anul 2003, lucrarea ”Experimental investigation of a vapor absorption refrigeration system” realizată de Horuz ş.a. [26], se prezintă o continuare a studiului început de Lazzarin. În urma încercărilor efectuate asupra unei instalaţii similare au fost concluzionate de către autori următoarele idei:

- Pentru o temperatură de intrare a apei răcite în chiller cuprinsă între 12- 20 °C, variaţia debitului acesteia are un efect nesemnificativ asupra puterii frigorifice;

- Pentru o temperatură de intrare a apei răcite în chiller cuprinsă între 6- 20 °C, valoarea puterii frigorifice rămâne aproximativ constantă;

- Odată cu scăderea diferenţei de temperatură între vaporizare şi condensare, are loc o creştere a eficienţei sistemului.

N.A. Darwish ş.a. prezintă în lucrarea ”Performance analysis and evaluation of a commercial absorption- refrigeration water-ammonia system”, publicată în anul 2008, o comparaţie între rezultatele obţinute de Lazzarin şi Horuz şi cele date de o simulare în programul Aspen Plus, a funcţionării tipului respectiv de chiller [18]. Acest program de simulare prezintă avantajul posibilităţii de realizare a unei serii de module independente, care pot fi testate separat, şi apoi integrate într-un circuit.

Printre parametrii analizaţi sunt coeficientul de performanţă, puterile pentru principalele echipamente şi concentraţiile, rezultând valori foarte apropiate de cele obţinute de autorii de mai sus.

În Figura nr. 8 se prezintă ciclul frigorific al maşinii analizate în cadrul acestei Teze, construit în programul Aspen Plus.



21

Figura nr. 8: Ciclul frigorific al maşinii frigorifice cu absorbţie prezentate,

realizat în programul Aspen Plus

La noi în ţară au existat preocupări încă din anii 1980 pentru utilizarea energiei solare pentru alimentarea unei instalaţii frigorifice cu absorbţie în soluţie amoniac- apă. Instalaţia a fost realizată de un colectiv condus de prof. Florea Chiriac, la ferma din localitatea ”30 decembrie” şi avea rolul de a produce apă rece pentru climatizarea spaţiilor şi gheaţă pentru congelarea alimentelor, cu ajutorul energiei solare. Instalaţia a fost realizată în întregime cu materiale de producţie internă. În Figura nr. 9 este prezentată instalaţia împreună cu captatorii solari care o deservesc.

În anii următori au fost date în folosinţă şi alte instalaţii similare, la Portiţa - cu rolul de a produce gheaţă pentru congelarea peştelui - sau la Fabrica de Bere Rahova din Bucureşti - cu rolul de a produce apă rece.

Figura nr.9 Instalaţie cu absorbţie alimentată cu energie solară- 30 decembrie



22

În prezent există preocupări în direcţia producerii frigului cu ajutorul energiei solare în toate centrele universitare importante.

La Universitatea Transilvania din Braşov se realizează două instalaţii frigorifice de acest tip, una de putere frigorifică 150 kW şi cea de-a doua de putere 60 kW. Instalaţiile au ca scop climatizarea de confort a aulei Universităţii respectiv a clădirii atrium a centrului de cercetare.

Apa caldă necesară în fierbătorul instalaţiei este preparată într-un sistem bivalent constituit din captatori solari termici şi cazan, iar pentru acţionarea chillerelor cu comprimare mecanică au fost instalate panouri fotovoltaice.

Un centru important de cercetare în domeniu este în cadrul Laboratorului INSIST al Facultăţii de Inginerie a Instalaţii, unde colectivul coordonat de prof. Chiriac a participat la importante proiecte naţionale, în urma cărora au fost realizate numeroase instalaţii cu scopul instruirii studenţilor şi a perfecţionării personalului.

Unul dintre aceste proiecte poartă denumirea “Stand experimental pentru studiul şi cercetarea proceselor termo –hidraulice şi a echipamentelor din sistemele frigorifice, de aer condiţionat şi pompe de căldură, contract nr. 14/2007, în cadrul PROGRAMULUI NAŢIONAL PN2, CAPACITĂŢI”, condus de dna. conf. Anica Ilie. În cadrul acestui proiect a fost achiziţionată o maşină frigorifică cu absorbţie în soluţie bromură de litiu-apă, de putere frigorifică 17 kW, ce poate fi acţionată cu energie solară, precum şi instalaţia cu absorbţie în soluţie amoniac- apă ce a fost modificată constructiv ulterior, pentru realizarea testărilor din cadrul lucrării de faţă.



23

1.4. Surse regenerabile de energie - energia solară; sisteme de captatori solari 1.4.1. Energia solară

Soarele reprezintă o sursă de energie inepuizabilă, de care oamenii au ştiut să se folosească din cele mai vechi timpuri.

Astfel, în China, de pe timpul dinastiei Han, erau folosite oglinzi concave din cupru sau bronz care concentrau energia solară cu scopul de a aprinde lămpile sacre.

În perioada Renaşterii, Salmon de Caus din Franţa a realizat un „motor solar”. Aerul era încălzit cu ajutorul energiei solare, şi apoi, datorită diferenţei de densitate, pompa apă în motorul realizat de el.

În a doua jumătate a secolului al XVIII -lea au aparut cuptoarele solare. Unul dintre ele a fost realizat de către cercetatorul francez Antoine Lavoisier, şi atingea temperaturi de până la 1700 °C. Cuptorul utiliza o lentilă concentratoare de diametru 130 cm şi o lentilă secundară de diametru 20 cm.

Cercetatorul elvetian Horace de Saussure este creditat cu realizarea primului captator solar, în anul 1767.

Începând cu secolul al XIX -lea utilizarea energiei solare a cunoscut o dezvoltare importantă. Soarele contribuie la menţinerea temperaturii planetei peste valoarea de 0 K, estimându-se o durată a existentei radiaţiei solare de încă 5 miliarde de ani.

Soarele radiază spre Pământ o cantitate importantă de energie. El este considerat un corp negru absolut, are temperatura la suprafaţă de 5760 K şi radiază cu o putere de 1,6· 107 W/ m2. Până să ajungă la suprafaţa Pământului, aceasta valoare este mult micşorată de fenomenele de absorbţie şi împraştiere a acesteia în Spaţiu. Radiaţia solară îşi micşorează valoarea pentru fiecare metru pătrat din Spaţiu cu pătratul distanţei străbătute. NASA a făcut parte dintr-un program de monitorizare a schimbărilor din mediul înconjurator şi a distribuţiei energiei solare.

Figura nr. 10: Bilanţul de energie al Pământului



24

În Figura nr. 10 se prezintă o schemă de distribuţie a energiei solare, realizată în cadrul programului „Mission To Planet Earth (MTPE)”.[48]

Energia Soarelui ajunge la nivelul Pământului ca radiaţie electromagnetică, cu lungimi de undă cuprinse între 0,1 μm (raze X) şi 100 m (unde radio).

Circa 99% din energia radiată de Soare are lungimi de undă cuprinse între 0,28 şi 4,96 μm, aşa încât, în aplicaţiile care utilizează Soarele ca sursă de energie, această bandă de lungimi de undă, este cea care prezintă interes.

Prin fenomenele de absorbţie şi difuzie intensitatea radiaţiei solare se modifică la trecerea prin atmosferă. Astfel, vaporii de apă şi gazele ce formează atmosfera, absorb radiaţia X şi o parte din radiaţiile ultraviolete. Radiaţia absorbită este transformată în căldură, iar radiaţia difuză este emisă în toate direcţiile în atmosferă. Prin aceste procese, atmosfera se încălzeşte şi produce la rândul ei, o radiaţie cu lungime de undă mare, denumită radiaţie atmosferică.

O parte din radiaţia solară este reflectată de atmosfera terestră, sau de unele componente ale sale, cum ar fi anumite categorii de nori, fiind disipată, iar acest fenomen reprezintă radiaţia bolţii ceresti. Acest mecanism poartă numele de difuzie Rayleigh.

Aproximativ 90% din radiaţia primită de Pământ din atmosfera vine de la o înalţime mai mică de 90 m. De aceea, caracteristicile aerului de la nivelul solului sunt cele care determină, în mare parte, valoarea radiaţiei primite de suprafaţa Pământului de la atmosfera înconjuratoare. Aceasta radiaţie este dată de relaţia (1):

4, atmatmatme Tq ⋅⋅= σε W/m2 (1)

Radiaţia globală ajunsă de la Soare, pe o suprafaţă orizontală la nivelul solului, într-o zi senină, reprezintă suma dintre radiaţia directă, ID şi radiaţia difuză , Idif unde, prima depinde de orientarea suprafeţei receptoare iar cea de-a doua poate fi considerată aceeaşi, indiferent de orientarea suprafeţei receptoare.

Valoarea maximă pe care o poate avea energia termică unitară primită de la Soare, este măsurată la nivelul suprafeţei Pământului, perpendicular pe direcţia razelor solare, când cerul este perfect senin şi lipsit de poluare, şi în jurul prânzului.

Radiaţia solară este influenţată şi de parametrii urmatori:

• Înălţimea Soarelui pe cer (unghiul format de direcţia razelor Soarelui cu planul orizontal);

• Unghiul de înclinare a axei Pământului; • Latitudinea geografică.

Radiaţia Solară Totală, ETθ , care cade pe o suprafaţă de pe Pământ, indiferent de orientarea ei, şi sub un unghi de incidenţă θ, este dată de suma dintre:



25

- componenta directă a radiaţiei solare, normală pe suprafaţă, EDN cos θ, la care se adaugă:

- componenta difuză, EdN, venită din atmosferă, precum şi - orice radiaţie reflectată, cu lungime scurtă de undă, Er, de suprafeţele înconjuratoare

celei considerate:

ETθ = EDN cos θ + EdN + Er , W/m2 (2)

Potenţialul de utilizare a energiei solare în România, este relativ important, aşa cum se observă în Figura nr. 10 [44]. Există zone în care fluxul energetic solar anual, ajunge până la 1450…1600 kWh/m2an, în zona Litoralului Marii Negre şi Dobrogea ca şi în majoritatea zonelor sudice.

În majoritatea regiunilor ţării, fluxul energetic solar anual, se gaseşte în jurul valorii de 1250…1350 kWh/m2an.

Figura nr.11: Harta intensităţii radiaţiei solare în Europa şi în România

Gradul mediu de însorire, diferă de la o lună la alta şi de la o zi la alta, în aceeasi localitate. În Figura nr. 12 este prezentat nivelul mediu al insolaţiei, reprezentând cantitatea de energie solară care pătrunde în atmosferă şi cade pe suprafaţa pământului, în municipiul Bucureşti, [44].

Figura nr. 12: Gradul mediu de însorire în Bucureşti

Principalele componente ale radiaţiei solare care ajung pe Pământ sunt: - radiaţie ultravioletă 3%; - radiaţie vizibilă 42%; - radiaţie infraroşie 55%.



26

Fiecărei componente a radiaţiei, îi corespunde câte o lungime de undă: - radiaţie ultravioletă 0,28 - 0,38 μm; - radiaţie vizibilă 0,38 - 0,78 μm; - radiaţia infraroşie 0,78 - 2,50 μm .

Poziţionarea radiaţiei solare pe spectrul electromagnetic este evidenţiată în Figura nr.13.

Figura nr. 13: Spectrul electromagnetic cu evidenţierea radiaţiei termice

Cea mai mare cantitate de energie termică se regăseşte în domeniul radiaţiei infraroşii şi nu în domeniul radiaţiei vizibile, iar această radiaţie poate fi captată şi în condiţiile în care cerul nu este perfect senin. 1.4.2. Sisteme de captatori solari Conversia energiei solare în energie termică, este realizată cu ajutorul captatorilor solari, având funcţionarea bazată pe diverse principii constructive. Indiferent de tipul captatorilor solari, pentru ca randamentul conversiei energiei solare în energie termică să fie ridicat, este important ca orientarea captatorilor spre Soare, să fie cât mai corect realizată.

În general, un captator solar plan este alcătuit din următoarele părţi componente:

• unul sau mai multe straturi de sliclă, sau alt material care permite trecerea radiaţiei solare;

• tuburi prin care circulă fluidul de încălzit; • plăci absorbante, plane sau striate, pe care se montează tuburile;



27

• distribuitoare/colectoare pentru distribuţia fluidului; • izolaţie termică, cu rolul de a minimiza pierderile de căldură din spatele şi lateralele

panoului solar, către mediul ambiant; • caseta cu rol de protecţie la praf, umiditate etc.

Avantajele acestor captatoare de tip plan sunt: construcţia simplă, costurile relativ scăzute, absenţa componentelor mobile, uşurinţa de reparare şi durabilitatea, ca şi capacitatea lor de a absorbi radiaţia difuză, ceeace reprezintă un avantaj deosebit, pentru zonele geografice cu climat ploios.

Poziţia captatorilor solari este definită prin două unghiuri, şi anume, unghiul de înclinare faţă de orizontală, respectiv unghiul azimutului, reprezentând orientarea faţă de direcţia sudului.

Din cercetările realizate până în prezent rezultă că unghiul de înclinare optim, este cuprins între 15…55°, iar abaterea de la direcţia Sud, poate să se situeze între ±40° fără a fi afectată capacitatea de captare a energiei solare.

Valorile prea reduse ale unghiului de înclinare nu sunt recomandate deoarece favorizează murdarirea suprafeţei captatorilor, ceeace atrage înrăutaţirea performanţelor optice ale captatorilor.

Colectorii monţati vertical, cu o abatere de pana la ± 20° faţă de direcţia Sud, pot recupera 80% din radiaţia solară, lucru care sugerează posibilitatea montării acestora pe faţadele clădirilor.

Trebuie respectate anumite reguli principale la montarea panourilor solare:

• Panourile solare utilizate pentru a asigura încălzirea, în timpul iernii, se montează mai înclinate decât cele utilizate pentru a asigura climatizarea, în timpul verii.

• Panourile solare din sistemele de încălzire a apei, care trebuie să funcţioneze eficient pe întreg parcursul anului, se montează la un unghi de compromis, între valorile corespunzatoare optimului de vară şi optimului de iarnă.

Foarte importantă din punct de vedere a capacităţii de captare a energiei solare, este tehnologia utilizată pentru construcţia colectorilor solari, deoarece, în mod inevitabil, conversia energiei solare în energie termica se realizează cu unele pierderi, cum ar fi pierderi prin:

• convecţie datorată vântului, ploilor şi zăpezii; • pierderi prin convecţie; • pierderi prin conducţie; • radiaţia suprafeţei absorbante; • radiaţia panoului din sticlă.

Caracteristici fizice ale materialelor care intră în componenţa captatorilor solari au o mare importanţă în captarea eficientă a radiaţiei solare. Astfel:



28

- Sticla - are capacitatea de a lăsa să treacă circa 90% din radiaţia cu lungime scurtă de undă provenită de la Soare, şi de a împiedica, în mare măsură, trecerea radiaţiei cu lungime de unda mare, emise în exterior, de placa absorbantă. Sticla cu conţinut redus de fier are coeficient ridicat de transmitere a radiatiei solare: 0,85 până la 0,9 pentru radiaţia incidentă normală, provenită de la Soare; pentru radiaţia termică cu lungime mare de undă, cuprinsă între 5,0 şi 50 μm, emisă de suprafeţele încalzite de Soare, coeficientul de transmitere al sticlei cu conţinut redus de fier tinde la zero;

- Peliculele din plastic şi foile subţiri din tablă au, de asemenea, coeficienţi ridicaţi de transmitere a radiaţiilor cu lungimi mici de undă, provenite de la Soare. Acest coeficient este ridicat (până la 0,40) şi pentru o serie de benzi de lungimi de undă aflate în mijlocul spectrului corespunzător radiaţiei termice, ceeace constituie un dezavantaj. Sticla utilizată în general, pentru captatorii solari, poate fi simplu armată, cu grosimea între 2,2 şi 2,5 mm, sau dublu armată, cu grosimea între 2,92 până la 3,38 mm;

- Plăcile absorbante ale captatorului solar au rolul de a absorbi cât mai mult din radiaţia termică, care a traversat straturile de sticlă, şi să minimizeze pierderile de căldură în sus, spre atmosferă, şi în jos, prin spatele casetei. Plăcile absorbante ale captatorului solar transferă căldura reţinută de ele, fluidului de încălzit. Capacitatea lor de a absorbi căldura depinde de natura şi culoarea acoperirii, ca şi de unghiul de incidenţă. În urma tratamentelor electrolitice sau chimice se obţin suprafeţe cu coeficienţi de absorbţie ridicaţi şi cu emisivitate redusă pentru radiaţia cu lungime mare de undă. Materialele cel mai frecvent utilizate pentru realizarea plăcilor absorbante de radiaţie termică provenită de la Soare sunt: cupru, aluminiu şi oţel. Între plăcile absorbante ale captatorului solar şi tuburile prin care circulă fluidul de încălzit trebuie asigurat un contact termic bun;

- Izolaţia termică adiacentă plăcii absorbante trebuie să reziste la temperaturi de până la 200 °C şi, în plus, nu trebuie să degaje substanţe volatile la acest nivel de temperatură. Dintre materialele care îndeplinesc aceste condiţii sunt: fibra minerală, fibra ceramică, spuma de sticlă, spuma de plastic sau fibra de sticlă. Aceasta din urma este cea mai ieftină şi este frecvent folosită pentru captatorii solari.

- Caseta captatorului, care închide toate elementele componente, trebuie să fie solidă din punct de vedere constructiv, rezistentă la intemperii şi rezistentă la foc. Ea poate fi confecţionată din: oţel galvanizat sau vopsit, foi din aluminiu, sau diferite plastice, fasonate sau extrudate etc.

În ceea ce priveşte răspândirea utilizarii energiei solare, în Europa, prin captarea acesteia de către panourile solare, pe primul loc se afla Germania, aşa cum reiese şi din analiza prezentată în Figura nr.14 [45].



29

Figura nr.14: Răspândirea panourilor solare în Europa

La sfârşitul anului 1989, în România erau instalaţi peste un milion de metri pătraţi de captatoare solare pentru apă caldă menajeră, ţara noastră fiind a cincea din lume după Australia, SUA, Israel şi Grecia. După revoluţie însă, majoritatea panourilor au fost demontate, iar producţia internă de captatoare solare a intrat în declin, astăzi, singurele panouri de producţie integral românească fiind fabricate de IAICA Alexandria.

Există mai multe sisteme constructive de captatori solari termici:

• Panou solar tip beta; • Panou solar tip alfa; • Captatori solari plani; • Captatori parabolici.

Panoul solar cu tuburi termice tip beta, este folosit pe toată perioada anului, şi se compune din:

- tuburi cu vid; - colector - condensator; - suportul metalic; - reflector.

Tuburile din sticlă cu pereţi dubli, cu vid între ei, au o suprafaţă absorbantă, iar în partea de jos au un strat, care menţine vidul între pereţii tubului. Aceste tuburi au în interior o conductă de cupru, în care se află agentul termic. Datorită vacuumului, acesta vaporizează usor, vaporii având o mişcare ascendentă, către partea superioară a conductei din cupru, a cărei extremitate este spălată de apa care urmează a fi încalzită. Extremitatea conductei din cupru este fixată la un canal, cu rol de condensator-colector, prin intermediul unor garnituri.

Condensatorul-colector este parcurs de apa care preia caldura de condensare de la vaporii de apă formaţi în tuburile termice. Pe suportul metalic al panoului solar sunt montate tuburile şi condensatorul-colector. Poziţia suportului, inclusiv a tuburilor poate fi modificată în raport cu suprafaţa orizontală a acoperişului sub un unghi de până la 45 grade.



30

Suprafaţa reflectorizantă a panoului solar, pe care sunt aşezate tuburile, este realizată din tablă de oţel inoxidabil, pentru a reflecta lumina şi pe partea neexpusă la soare a tuburilor, mărind suprafaţa de absorbţie.

În Figura nr. 15 se prezintă principiul de functionare al panoului solar tip beta.

Figura nr. 15: Principiul de funcţionare al unui panou solar tip beta

Panoul solar cu tuburi termice tip alfa cu circulatie gravitaţională, se compune din:

- rezervorul de apă caldă; - tuburi de sticlă cu perete dublu cu vid; - suport metalic de prindere pentru rezervor şi tuburi şi suprafata reflectorizantă; - vas de expansiune.

Rezervorul este construit din oţel inoxidabil cu perete dublu, iar între pereţi se află material izolator termic - spumă poliurethanică. Rolul este acela de a asigura un debit constant de apă către consumator.

Tuburile din sticlă cu pereţi dubli, cu vacuum între ei, au o suprafaţă absorbantă, iar în partea de jos se afla un strat de culoare argintie, care rezistă la temperaturi înalte şi care absoarbe compuşii CO, CO2, N2, O2, H2O, menţinând vid între pereţii tubului. În interiorul tubului cu perete dublu circulă apa de încălzit, ce comunică cu rezervorul. Panourile solare de acest tip sunt folosite numai pe perioada de primavară-toamnă pentru producerea apei calde menajere, înlocuind practic funcţionarea instalaţiei de preparare a apei calde ce foloseşte combustibili convenţionali .

Vasul de expansiune are un volum de 10 l, este din oţel inoxidabil cu pereţi dubli şi are interiorul izolat termic cu spumă poliurethanică. Vasul de expansiune are rolul de a prelua variaţiile de nivel, atunci când apar variaţii ale presiunii în circuitul consumatorului.

Captatorul solar de tip panou plan este un construit din conducte din cupru, cu capacitate ridicată de absorbţie a radiaţiei termice şi o suprafaţă suport, din tablă de aluminiu, gofrată prin ambutisare. Acest sistem asigură o foarte bună captare a radiaţiei solare şi o emisie redusă a radiaţiei termice. Apa de încalzit preia căldura de la captator, prin ţevile de cupru.



31

Captatorul propriu-zis este montat într-o casetă din aliaj AlMgSi 0,5, foarte bine izolată termic, cu vată de sticlă caserată cu folie de aluminiu, în scopul minimizării pierderilor de căldură către mediul exterior.

Caseta captatorului este acoperită, la partea superioară, cu un geam special, transparent şi rezistent la temperaturi ridicate. Acest geam este caracterizat printr-un coeficient ridicat de absorbţie a radiaţiei termice şi printr-un coeficient redus de reflexie a acesteia.

În Figura nr.16 este prezentat un captator solar plan şi sunt evidenţiate elementele componente.

Figura nr.16: Elementele componente ale unui captator solar plan

Captatorii parabolici, spre deosebire de cei plani, pot încălzi agentul din circuit până la temperaturi foarte ridicate, în jur de 200 °C. Acest lucru este posibil prin utilizarea unor oglinzi concentratoare care se deplasează în funcţie de poziţia Soarelui pe cer şi reflectă radiaţia către tuburi absorbante.

Aceşti captatori sunt utilizaţi pentru instalaţiile de dimensiuni mari şi industriale.

În Figura nr.17 este prezentată o instalaţie formată din captatori parabolici. Instalaţia este realizată în Sevilla, Spania. La partea superioară se pot observa tuburile absorbante asupra cărora este concentrată radiaţia solară.

Figura nr.17: Instalaţie solară cu captatori parabolici (Sevilla, Spania)



32

Printre cei mai importanţi producatori de captatori solari din Europa se numară companiile: Viessmann, Hoval, Westech, Bosch, Buderus, Ferroli, Rehau sau Ariston.

Un alt sistem de utilizare a energiei solare este acela cu panouri fotovoltaice. Acestea sunt elemente care produc energie electrică pe baza energiei provenite de la Soare. Un astfel de panou este realizat din mai multe celule fotovoltaice, care, din punct de vedere fizic sunt nişte diode de tip p-n cu suprafaţă mare, având joncţiunea poziţionată aproape de partea superioară. Celulele fotovoltaice sunt de mai multe tipuri, cele mai răspândite fiind cele policristaline, datorită preţului scăzut pe watt instalat. În prezent, panourile comercializate au un randament foarte scăzut, în jur de 15 %, dar, întrucât această industrie este într-o continuă dezvoltare se aşteaptă ca pe viitor acest randament să crească semnificativ.

Cel mai crescut randament al acestor tipuri de panouri se obţine la temperaturi scăzute. Un exemplu de instalaţie cu panouri fotovoltaice este prezentat în Figura nr.18.

Figura nr.18: Instalaţie cu panouri fotovoltaice - clădire Alaska



33

1.5. Sisteme frigorifice cu sorbţie - scurt istoric; scheme de lucru; modalităţi de utilizare a energiei solare 1.5.1. Scurt istoric Istoria dezvoltării tehnicii de răcire este în strânsă legatură cu dorinţa de a realiza un anumit confort.

Din inscripţiile descoperite până în prezent rezultă că în anul 1700 i.e.n, în nordul Irakului de azi, se face referire la o aşa numită „casă de gheaţă”.

În secolul XI î.e.n, un ritual al chinezilor consta în adunatul şi depozitarea zăpezii şi apoi acumularea ei în pivniţe izolate, cu scopul de a răci băuturile. Şi pe timpul domniei lui Alexandru Macedon, în jurul anului 300 î.e.n se aduna zăpada în puţuri adânci cu acelaşi scop. Deoarece condiţiile din Egipt nu permiteau formarea naturală a gheţii, la acest popor a apărut un prim procedeu de producere a frigului artificial, bazat pe evaporarea forţată a apei, cauzată de curenţii de aer creaţi deasupra suprafeţei apei prin agitarea unor evantaie.

Romanii au folosit zăpada şi gheaţa din Muntii Alpi pentru a depozita băutura şi mâncarea.

Apoi, o fază intermediară până la începutul revoluţiei în domeniu ce a avut loc în secolul al XIX -lea, a fost introducerea unor săruri, cum ar fi nitrat de sodiu sau de potasiu în apă, cauzând scăderea temperaturii acesteia. Din anul 1550 s-a folosit această metodă cu scopul de a răci vinul. Începând cu anul 1600, în Franţa se realiza răcirea băuturilor răcoritoare şi a lichiorurilor în apă conţinând salpetru (nitrat de potasiu) dizolvat.

Anul 1755 - când William Cullen , profesor la Universitatea din Glasgow, a realizat un aparat de produs gheaţă artificială prin evaporarea apei la presiune scazută - poate fi considerat ca anul de naştere al frigului artificial.

În acea perioadă era în vogă transportul comercial al gheţii, primul transport notabil fiind înregistrat între Canal Street din New York City până la Charleston, din South Carolina în 1799. Cantitatea de gheaţă care a ajuns la destinaţie a fost neînsemnată.

Cercetările sistematice asupra lichefierii gazelor, datorate lui Michael Faraday, începând cu anul 1823, ca şi cercetarile de termodinamică care încep în anul 1824 prin activitatea lui S. Carnot şi se extind între anii 1842-1852, au fost hotărâtoare în realizarea primelor utilaje frigorifice.

Invenţia din anul 1834 a maşinii frigorifice cu compresie de către Jacob Perkins şi pusă la punct de J. Harrison, în 1856, este consecinţa directă a cercetarilor menţionate anterior.

În anul 1859 Ferdinand Carre a realizat o maşină frigorifică cu absorbţie în soluţie apă-amoniac, ce folosea apa ca agent frigorific şi acidul sulfuric ca mediu absorbant.



34

În anul 1867 Ferdinand Carre utilizează amoniacul ca agent frigorific, iar în anul 1870 împreună cu Carl von Linde perfecţionează instalaţia cu compresie mecanică pentru utilizarea pe scară industrială.

Prima maşină frigorifică cu absorbţie în soluţie apă-amoniac în mai multe trepte a fost construită în anul 1913 de catre E. Altenkirch.

În România primul frigorifer a fost realizat de firma Linde între anii 1942-1943.

Odată cu acţiunea de industrializare a ţării, a început să se dezvolte şi tehnica frigului, realizându-se mai multe depozite frigorifice de stocaj, la temperaturi cuprinse între -18... -22 °C, şi a crescut spaţiul răcit din cadrul fabricilor de produse lactate, abatoare sau fabrici de bere.

În oraşe cum ar fi Craiova, au apărut instalaţii cu turbocompresoare, prin absorbţie sau ejecţie, cu puteri foarte mari, de peste 10 MW fiecare.

Treptat, în activitatea social-culturală, frigul a căpătat o largă utilizare în cadrul proceselor de condiţionare a aerului în sălile de teatru, cinema sau hoteluri, realizându-se şi primele patinoare artificiale.

Dintre intreprinderile specializate în construcţia şi montajul echipamentelor frigorifice, cele mai importante sunt Frigotehnica Bucureşti şi Frigidere Găeşti. 1.5.2. Elemente generale privind alcătuirea sistemelor frigorifice cu sorbţie În categoria instalatiilor frigorifice cu sorbţie sunt cuprinse instalaţiile de producere a frigului functionând cu agenţi care în stare de vapori şi în anumite condiţii fizice sunt dizolvaţi de un lichid formând o soluţie, sau sunt fixaţi de un corp solid poros, urmând ca apoi, în alte condiţii fizice, să fie separaţi, respectiv degajaţi.

Similar cu instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică, producerea frigului se realizează prin schimbul de căldură dintre agentul frigorific care fierbe la o temperatură scăzută, şi mediul răcit. Însă, readucerea agentului la condiţiile de stare iniţială, nu mai are loc prin comprimarea vaporilor reci de agent într-un compresor mecanic, ca la instalaţiile cu comprimare mecanică, ci cu ajutorul unui ansamblu de aparate, funcţionând ca un compresor termic.

În maşina frigorifică cu absorbţie se utilizează un amestec binar de substanţe.

Solutiile binare sunt soluţiile realizate dintr-un amestec de doi componenţi. Într-unul din componenţi, denumit solvent sau absorbant se produce dizolvarea celuilalt, numit, dizolvat, solvit, sau agent de lucru.

În cazul instalaţiilor frigorifice cu absorbţie în soluţie hidroamoniacală, absorbantul este apa iar amoniacul reprezintă agentul de lucru.



35

Procesul termic prin care se formează soluţia poartă numele de dizolvare. Cei doi componenţi ai amestecului se pot separa, în anumite condiţii de presiune şi temperatură, prin introducerea sau evacuarea de energie termică.

Starea termodinamică a soluţiilor se defineşte cu utilizarea mărimii concentraţie a unui component în amestec, de cele mai multe ori luându-se în considerare agentul de lucru, deoarece se prezintă în cantitate mai redusă.

Elementele componente principale ale unei instalaţii frigorifice cu sorbţie sunt:

• Absorbitorul unde este absorbit debitul masic de vapori de amoniac în debitul masic de soluţie diluată în amoniac. Prin absorbţia vaporilor de amoniac, soluţia iniţial săracă în amoniac devine bogată.

• Pompa de soluţie asigură circulaţia debitului masic de soluţie concentrată preluată din absorbitor, ridicându-i presiunea până la valoarea din fierbător (generator de vapori).

• Fierbătorul unde soluţia bogată în amoniac fierbe pe seama fluxului de căldură cedat de agentul încălzitor.

• Ventilul de laminare a soluţiei

• Condensatorul, unde vaporii concentraţi în amoniac, proveniţi din compresorul termochimic condensează.

• Ventilul de reglare (VR), unde agentul frigorific, este destins de la presiunea de condensare până la cea din vaporizator.

• Vaporizatorul (V) realizează efectul frigorific al instalaţiei prin răcirea fluidului intermediar, venit de la consumatorul de frig pe seama vaporizarii agentului frigorific.

În Figura nr.19 sunt prezentate schemele simplificate ale instalaţiilor cu sorbţie.

Figura nr. 19: Schemele simplificate ale instalaţiilor cu absorbţie, respectiv cu adsorbţie

Cele mai răspândite maşini frigorifice cu sorbţie sunt cele cu absorbţie. Efectul de răcire se bazează pe vaporizarea agentului frigorific în vaporizator, la presiune joasă. Agentul frigorific în stare de vapori ajunge în absorbitor, unde se realizează absorbţia în soluţia de



36

concentraţie scăzută în agent frigorific. Acest echipament trebuie răcit de un agent extern. Soluţia e pompată în fierbător, unde fierbe, la presiune înaltă, pe seama căldurii cedate de un agent provenit din exterior. Se vor degaja vaporii de agent frigorific, care, mai departe se vor lichefia în condensator, cedând căldura unui agent de răcire şi apoi, condensul va ajunge prin intermediul unui ventil de reglaj înapoi în vaporizator.

În cazul sistemelor cu adsorbţie se utilizează materiale solide ca absorbanţi. Majoritatea instalaţiilor frigorifice disponibile pe piaţă utilizează apa ca agent frigorific şi silicagelul. Aceste maşini consistă din două compartimente de sorbţie, un vaporizator şi un condensator. Silicagelul este regenerat în primul compartiment prin utilizarea apei fierbinţi de la o sursă exterioară – cum ar fi o instalaţie de colectori solari – în timp ce, în al doilea compartiment, adsoarbe vaporii de apă proveniţi din vaporizator. Pentru o adsorbţie continuă, acest compartiment trebuie să fie răcit. Până în prezent aceste tipuri de maşini sunt fabricate doar de anumiţi producători din Asia.

În cele ce urmează sunt prezentate diferite scheme de lucru a maşinilor frigorifice cu absorbţie, utilizate la maşiniile comercializate pe piaţă, cu specificarea posibilităţilor de utilizare a energiei solare, unde este cazul. 1.5.3 Schema de lucru a maşinii cu absorbţie în soluţie hidroamoniacală ce funcţionează după ciclu GAX

Ciclul GAX reprezintă o modalitate eficientă de obţinere a unor performanţe termodinamice ridicate cu o schemă de funcţionare care se aseamănă foarte mult cu o maşină de absorbţie într-o singură treaptă. Termenul GAX reprezintă o abreviere a cuvintelor din limba engleză “Generator Absorber eXchange” şi semnifică schimbul de căldură dintre generatorul de vapori şi absorbitor. Acest termen este foarte întâlnit în literatura de specialitate, 17.

Schema de funcţionare este prezentată în Figura nr.20.

Figura nr.20: Schema maşinii cu absorbţie funcţionând după ciclul GAX



37

Ciclul GAX poate fi considerat un ciclu cu dublu efect, deoarece o parte din căldura produsă în absorbitor este utilizată pentru încălzirea generatorului de vapori. Astfel, soluţia bogată rezultată în absorbitor este recirculată în ultima parte a acestui echipament pentru a prelua căldura rezultată în urma procesului exoterm de absorbţie. Efectul benefic constă în faptul că soluţia bogată va fi preîncălzită înainte de intrarea în generatorul de vapori, şi astfel va scădea puterea necesară în acest echipament. Ca o consecinţă, va rezulta o eficienţă mai bună pentru ciclul GAX, în comparaţie cu ciclurile clasice de absorbţie. 1.5.4. Scheme de lucru pentru maşinile termice cu absorbţie în soluţie amoniac - apă În Figura nr. 21 este prezentată schema de lucru pentru o instalaţie cu absorbţie tip ROBUR.

Figura nr.21: Schema de lucru pentru maşina termică ROBUR

Particularitatea acestei scheme este reprezentată de echipamentul numit preabsorbitor.

Fierberea soluţiei bogate în amoniac are loc în fierbătorul (generatorul de vapori) al instalaţiei acţionat de căldura cedată de flăcara produsă de un arzător functionând pe bază de gaze naturale. În generatorul de vapori ajunge şi refluxul lichid de amoniac şi apă din deflegmator. Întrucât amoniacul are punctul de fierbere mult mai scăzut decât al apei, se vor degaja vaporii de amoniac din soluţie precum şi o cantitate mai mică de vapori de apă, şi va rezulta o soluţie săracă în amoniac.

Vaporii vor ajunge în deflegmator sau rectificator unde va avea loc procesul de îmbogaţire cu amoniac, prin condensarea vaporilor de apă pe serpentina acestui schimbător de căldură. Vor rezulta vapori de amoniac de concentraţie ridicată.

În continuare vaporii de amoniac intra în condensatorul instalaţiei unde condensează cedând căldura latentă aerului exterior prin intermediul unui ventilator. Lichidul intră într-un



38

schimbător de căldură tip ţeavă în ţeavă, unde se va răci pe baza căldurii sensibile cedate vaporilor reci de amoniac cu care circulă în contracurent, şi apoi va suferi un proces de laminare într-o diafragmă, cu scopul de a fi adus la valoarea presiunii din vaporizator.

În vaporizatorul instalaţiei, condensul preia căldura de la apa de răcire şi pe baza acestei călduri vaporizează, rezultând vapori reci de amoniac. Aceşti vapori se vor încălzi preluând căldura de la condens, şi apoi vor fi trimişi în preabsorbitorul instalaţiei.

Din generatorul de vapori, soluţia săracă în amoniac este laminată printr-o diafragmă, cu scopul scăderii presiunii până la valoarea din preabsorbitor, şi apoi este pulverizată peste vaporii de amoniac în acest echipament.

Soluţia prebogată rezultată va fi introdusă prin două circuite în absorbitorul instalaţiei răcit cu aer pentru o mai bună distribuţie şi va rezulta soluţie bogată în amoniac.

Soluţia bogată va fi stocată într-un rezervor tampon de unde se va alimenta pompa de soluţie bogată. După refularea pompei, soluţia va fi trecută prin serpentina deflegmatorului instalaţiei şi apoi prin serpentina preabsorbitorului, rezultând în final o soluţie bogată în amoniac.

În ciclul de funcţionare a acestei maşini se poate face o modificare, astfel încât soluţia bogată în agent frigorific să fiarbă într-un schimbător de căldură pe seama căldurii cedate de un amestec apă-etilenglicol, încălzit într-un circuit cu panouri solare. 1.5.5. Scheme de lucru ale maşininilor frigorifice cu absorbţie în soluţie bromură de litiu - apă Pentru masina termică prezentată, secţiunea de fierbere este formată dintr-un generator de joasă temperatură şi un generator de temperatură înaltă. Vaporii de agent frigorific sunt utilizaţi pentru încălzirea soluţiei de bromură de litiu-apă din generatorul de joasă temperatură unde presiunea, deci şi temperatura punctului de fierbere sunt mai scăzute.

Vaporii de agent frigorific produşi de generatorul de joasă temperatură sunt condensaţi în condensatorul maşinii, iar vaporii produşi de generatorul de înaltă temperatură condensează cedând căldura soluţiei intermediare de bromură de litiu-apă în ţevile interioare din generatorul de joasă temperatură. Cele două cantităţi de condens se amestecă în condensatorul instalaţiei înainte de intrarea în vaporizator.

Maşina frigorifică tip Carrier Sanyo îmbunătăţeşte ciclul clasic de absorbţie în două trepte prin prezenţa unor schimbătoare de căldură suplimentare, cu rol de economizoare, pentru a recupera din energia disponibilă şi a mări COP-ul instalaţiei. La ieşirea din absorbitor, soluţia săracă în agent frigorific trece prin schimbătorul de căldură de joasă temperatură unde se încălzeşte pe seama căldurii cedate de soluţia concentrată. Apoi, soluţia săracă trece prin schimbătorul de căldură de temperatură înaltă unde este încălzită în continuare, de către



39

soluţia intermediară. Pe de altă parte, datorită răcirii soluţiei bogate în agent frigorific în procesul descris mai sus, se realizează o mai bună absorbţie în absorbitorul masinii. În Figura nr.22 este prezentată schema de lucru pentru o instalaţie cu absorbţie tip CARRIER.

Figura nr.22: Schema de lucru pentru maşina termică cu absorbtie CARRIER

Ciclul acestei maşini termice cu absorbţie se realizează în vacuum, astfel soluţia de bromură de litiu-apă poate fierbe la temperaturi scăzute. În Figura nr. 23 se prezintă ciclul unei maşini termice cu absorbţie de producţie YAZAKI, cu generatorul prevăzut pentru a fi acţionat cu apă încălzită într-un sistem solar.

Figura nr. 23: Schema de lucru pentru maşina frigorifică YAZAKI



40

Această maşină este acţionată de apa caldă provenită de la un circuit de captatori solari, cu rol de agent de încălzire, având temperatura cuprinsă între 60 ... 95 °C. Apa de răcire preia căldura de la absorbitorul şi condensatorul instalaţiei şi apoi este vehiculată printr-un turn de răcire.

În generatorul de vapori ajunge soluţia bogată în apă, iar cu ajutorul apei calde încălzite solar, aceasta fierbe, degajându-se vapori de apă. Vaporii ajung în condensatorul instalaţiei, sunt condensaţi, laminaţi până la presiunea scăzută din grupul vaporizator-absorbitor, şi apoi vaporizează la temperatură scăzută în vaporizatorul instalaţiei. În acest proces condensul preia căldura latentă de vaporizare a apei de la circuitul de apă răcită. Vaporii de apă rezultaţi sunt absorbiţi în soluţia săracă în apă provenită din generatorul de vapori, şi care a fost răcită în prealabil într-un schimbător de căldură. În urma procesului de absorbţie care are loc în absorbitor rezultă soluţie bogată în apă, care este pompată prin schimbătorul de căldură, unde se preîncălzeşte, şi apoi este trimisă în generatorul de vapori, unde circuitul se reia.

1.5.6. Schema clasică de implementare a maşinilor frigorifice cu absorbţie pentru climatizarea spaţiilor cu ajutorul enegiei solare În Figura nr.24 se prezintă schema clasică de lucru pentru climatizarea spaţiilor.

Primul pas, atunci când se doreşte implementarea unui sistem de climatizare a unei clădiri, este evaluarea necesarului de răcire. În funcţie de acest necesar se va determina puterea maşinii frigorifice, şi se vor alege maşinile frigorifice potrivite.

Maşinile cu absorbţie utilizate în scopul climatizării spaţiilor au generatorul de vapori alimentat cu apă caldă provenită dintr-un rezervor de acumulare. Apa din rezervor este încălzită bivalent, atât de un circuit cu panouri solare cât şi de un circuit secundar de încălzire care este reprezentat de un cazan alimentat cu combustibil lichid sau gazos.

Suprafaţa ocupată de captatorii solari se determină în funcţie de intensitatea radiaţiei solare din zona unde este montată instalaţia si de parametrii de lucru ai maşinii frigorifice cu absorbţie.

Schimbul de căldură între apa din rezervor şi amestecul din circuitul solar – cel mai des apă cu etilenglicol – se realizează într-un schimbător de căldură cu plăci.

Apa rece produsă în vaporizatoarele instalaţiilor cu absorbţie este trimisă în unitaţile de climatizare de la diferitele niveluri ale clădirii.

Apa de răcire a condensatoarelor circulă într-un sistem cu turn de răcire. Datorită pierderilor mari de agent prin evaporare este necesară o legătură pentru completarea periodică a apei de răcire.

Pentru cazurile în care presiunea creşte prea mult, în cadrul instalaţiei se prevede un vas de expansiune închis.



41

Figura nr. 24: Schema de principiu a unei instalaţii de climatizare utilizând energie solară

Ulterior preparării apei răcite în vaporizatoarele instalaţiilor frigorifice cu absorbţie, se pune problema echipamentelor ce vor realiza climatizarea unor spaţii, utilizând această apă răcită.

Echipamentele utilizate în acest scop sunt ventiloconvectoarele, care realizează răcirea aerului dintr-o încăpere pe baza căldurii cedate apei răcite provenită de la maşina frigorifică. Avantajul acestor echipamente este că pot fi utilizate pentru încălzirea aceleiaşi încăperi, în sezonul rece. Elementul principal al unui ventiloconvector este bateria schimbătoare de căldură, realizată din mai multe serpentine de cupru prevăzute cu aripioare de aluminiu, pentru intensificarea transferului de căldură. Alte elemente sunt: carcasa, filtrul de aer, ventilatorul, tava de condens şi sistemul de automantizare.

Ventiloconvectoarele se pot monta în diferite moduri, în poziţie verticală lângă un perete sau sub o fereastră sau orizontal în spaţiul dintre tavanul fals şi planşeul de beton al încăperii. Ca principiu de funcţionare, aerul este aspirat din încăpere de ventilator, este filtrat. Străbate bateria cu aripioare în care cedează căldură apei răcite provenită de la maşina frigorifică şi apoi este refulat înapoi în încăpere.

Există mai mulţi producători a acestor echipamente, cum ar fi: Ferroli, Trane, Daikin, Gea, ş.a. care le comercializează pe diferite modele, cu mai multe trepte de funcţionare şi cu puteri cuprinse între 7000 şi 30.000 BTU/h.

În Figura nr. 25 se pot observa câteva tipuri constructive de ventiloconvectoare comercializate în prezent.



42

Figura nr. 25: Diferite tipuri de ventiloconvectoare (de perete, tip duct, de plafon)

1.6. Agenţi frigorifici utilizaţi în sistemele frigorifice cu absorbţie

Pentru ca o maşină frigorifică să funcţioneze, ea trebuie să schimbe căldură, conform Principiului al II-lea al Termodinamicii, cu două surse aflate la temperaturi diferite, denumite sursa caldă şi sursa rece.

Transportul căldurii în instalaţia frigorifică în sens invers tendinţei normale, se realizează de către agentul frigorific. Agentul respectiv suferă o serie de transformări fizice – condensare, vaporizare – parcurgând un proces ciclic.

Rolul acestui agent este de a prelua căldura de la mediul ce trebuie răcit la o temperatură inferioară mediului ambiant, în vaporizator, şi apoi de a o ceda la o temperatură ridicată mediului ambiant, în condensatorul instalaţiei.

Pentru instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică alegerea agentului frigorific se face tinând cont de mai multe aspecte – proprietăţi termodinamice, tehnologice, ecologice şi de securitate – dar şi economice, cum ar fi:

• Temperatura de vaporizare cât mai scăzută; • Asigurarea funcţionării la o presiune mai mare decât presiunea atmosferică; • Căldura latentă de vaporizare cât mai mare; • Volumul specific al vaporilor aspiraţi în compresor cât mai mic; • Temperatura de supraîncalzire a vaporilor refulaţi de compresor cât mai mică; • Raportul de comprimare cât mai coborât pentru asigurarea eficienţei instalaţiei; • Să asigure un comportament fizico-chimic corespunzător, faţă de materialele din care

sunt confectionate echipamentele din construcţia instalaţiei; • Coeficienţi de transfer de caldură prin conducţie si convecţie mari; • Valori scazute pentru criteriile de apreciere din punct de vedere al impactului pe care

îl au asupra mediului, şi anume ODP (Ozone Depletion Potential)- potenţial



43

distructiv asupra stratului de ozon- şi GWP (Global Warming Potential)- contribuţia pe care o are agentul respectiv la efectul de seră.

• Din punct de vedere economic, trebuie avut în vedere preţul agentului frigorific, asigurarea unor temperaturi în exploatare cât mai mici, cât si posibilitatea producerii în ţară.

Cel mai utilizat agent frigorific, atât la noi în ţară cât şi pe plan internaţional, este amoniacul .

Amoniacul este uşor solubil în apă la temperatura de 0 °C, se dizolvă 90,7 g amoniac în 100 ml de apă rezultând o soluţie cu un miros înţepător. Amoniacul sub forma de gaz într-un amestec între 15,5-30 % cu aerul este exploziv.

La contactul cu suprafeţe cu o temperatură de peste 630 °C se descompune în apă şi azot, reacţie de descompunere, care este catalizată prin prezenţa unui metal, ce coboară temperatura de descompunere de la 630 °C la 300 °C. Gazul de amoniac are acţiune caustică în contact cu suprafeţele umede, fiind iritant al pielii, mucoaselor căilor respiratorii, digestive sau ochilor. O concentraţie de 0,5 % în aerul inspirat produce în timp de 30-60 de minute moartea.

Amoniacul se găseşte în atmosferă în stare de vapori, formându-se la descompunerea materiei organice. Pentru utilizarea în diferite instalaţii, amoniacul este produs pe cale artifcială în stare de vapori, fiind apoi supus unei presiuni suficient de mare cu scopul de a-l lichefia, pentru o mai bună distribuţie. În stare gazoasă amoniacul este mai uşor decât aerul şi doar în cazul unor concentraţii foarte mari putem vorbi de pericol de aprindere.

Acest agent, a cărui componenţă moleculară este reprezentată în Figura nr. 26, are următoarele avantaje:

• Are bune proprieţăti termodinamice de transfer de căldură. Temperatura de vaporizare este t0= -33.4 °C, presiunea de condensare nu depăşeste valoarea pC= 14-16 bar pentru condiţiile de climă temperată, căldura latentă de vaporizare mare, r =1200 kJ/kg şi coeficienţi de transfer de căldură prin conducţie şi convecţie mari;

• Uşurinţa detectării scăpărilor de agent frigorific datorită mirosului înţepător de la 5 ppm;

• Este un agent ecologic având ambele criterii ODP cât şi GWP egale cu zero; • Fiind de două ori mai uşor ca aerul, vaporii de amoniac scăpaţi de instalaţii se ridică

în atmosferă, şi, în decurs de câteva zile se descompun; • Este ieftin şi se produce în ţara noastră; • Nu reacţionează cu oţelul sau cu materialele plastice şi este nemiscibil cu uleiul; • În raport cu freonii, necesită pentru aceeaşi putere frigorifică, energie primară mai

mică.

Dintre dezavantajele utilizării acestui agent frigorific, trebuie menţionate următoarele:

• Este toxic, explozibil şi inflamabil;



44

• De la 25 ppm apare efectul sufocant asupra omului, iar o doză de 30.000 ppm este mortală;

• În prezenţa apei atacă zincul, cuprul şi aliajele acestora (alamă, bronz), din acest motiv conductele şi echipamentele utilizate în instalaţiile frigorifice cu amoniac sunt realizate din oţel;

Fig. 26 Structura moleculei de NH3

În cazul maşinilor frigorifice bazate pe fenomenul absorbţiei, agentii termici sunt soluţii formate de cele mai multe ori din amestecuri a câte două substanţe. Una dintre substanţe este mai uşor volatilă, şi anume, agentul termic de lucru, şi cealaltă este absorbantul, care absoarbe cu uşurinţă vaporii substanţei uşor volatile.

Alegerea agenţilor de lucru are o deosebită importanţă, deoarece influenţează performanţele maşinilor cu absorbţie.

În cadrul soluţiilor, trebuie să existe o diferenţă cât mai mare între temperaturile de vaporizare ale componentilor, cu scopul evitării rectificării vaporilor, aceasta având efect negativ asupra coeficienţilor de performanţă ai maşinilor frigorifice respective. Astfel, se reduce simţitor numărul potenţialelor perechi de substanţe ce pot fi utilizate. Compatibilitatea absorbantului cu agentul de lucru se realizează numai dacă sunt îndeplinite următoarele condiţii:

• Existenţa stabilităţii chimice; • Capacitate ridicată de absorbţie şi solubilitate cât mai ridicată; • Afinitatea termică nelimitată.

Cele două perechi de substanţe cu utilizarea cea mai largă în instalaţiile frigorifice cu absorbţie sunt NH3-H2O şi H2O-LiBr, pentru care proprietăţile generale sunt date în Tabelul nr. 1. Primele valori se referă la agentul termic de lucru, iar cele din a doua coloană se referă la absorbant.

AMESTEC h0 la 0 °C ΔTb cp la 50 °C ρ la 20 °C λ la 25 °C

H2O-LiBr 2500 1165 4.17 2.14 0.998 1.53 0.602 0.447

NH3-H2O 1260 133 4.59 4.17 0.831 0.998 0.538 0.602

Tabelul nr.1: Proprietăţile soluţiilor NH3-H2O şi H2O-LiBr



45

unde:

• h= entalpia masică, kJ/kg; • ΔT= diferenţa de temperatură, K; • cp= căldura specifică la presiune constantă, kJ/kgK; • ρ = densitatea, kg/m3; • λ = conductivitatea termică, W/mK.

Bromura de Litiu este o sare cu următoarele proprietăţi fizice: • Punctul de topire se găseşte la temperatura t = 552 °C iar punctul de fierbere la

valoarea t = 1265 °C. În stare solidă se prezintă sub forma unei pudre albe, iar în stare lichidă, este un lichid incolor;

• Solubilitatea în apă este de 145 g/100 mL (4 °C) şi 254 g/100 mL (90 °C); • Are o densitate ρ= 3.464 g/cm3; • Are puternice proprietăţi higroscopice, având capacitatea de a absorbi mari cantităţi

de vapori de apă;



46

1.7.Obiectul tezei de doctorat Obiectul acestei teze de doctorat este acela de a demonstra posibilitatea de acţionare a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie, cu apă caldă preparată cu ajutorul unei surse regenerabile de energie, energia solară, şi de a analiza diferite aspecte funcţionale ale instalaţiei respective.

În acest scop s-au realizat cercetări experimentale asupra a două instalaţii aflate în Laboratorul Catedrei de Termotehnică, din cadrul Facultăţii de Inginerie a Instalaţiilor, UTCB.

Această teză se axează în special pe punctarea activităţilor practice şi contribuţiilor personale, de participare activă la lucrările de realizare propriu-zisă a instalaţiei, de montare a diferiţilor senzori, de achiziţie a datelor şi apoi de prelucrare a acestora prin modelare matematică şi citiri în diagrame specifice şi cu ajutorul programelor de simulare pe calculator a proceselor.

Cele două instalaţii care fac obiectul acestei lucrări, sunt maşini frigorifice de acelaşi tip, cu absorbţie în soluţie amoniac – apă, având fierbătorul acţionat de un arzător pe gaze naturale. Una din cele două instalaţii a fost modificată ulterior, astfel încât arzătorul să fie substituit cu un schimbător de căldură în plăci, compact, ce va prelua rolul de fierbător.

Ciclul frigorific al acestui tip de instalaţie are o particularitate faţă de instalaţiile cu absorbţie în soluţie hidroamoniacală obişnuite, şi anume, prezenţa echipamentului preabsorbitor, care duce la o îmbunătăţire a proceselor de transfer de căldură din interiorul maşinii frigorifice, oferind astfel posibilitatea obţinerii unor valori mai ridicate a coeficientului de performanţă.

Prin datele măsurate şi graficele prezentate, se urmăreşte demonstrarea posibilităţii de substituire a sursei clasice de alimentare, cu un circuit de apă caldă preparată într-un sistem cu captatori solari, rezervor de acumulare şi rezervor de amestec.

Rezultatele obţinute din calcule vor fi dublate de soluţia obţinută din rularea unui program de simulare a proceselor din instalaţie.

De asemenea, se urmăreşte să se facă o analiză a măsurii în care circuitul de panouri solare poate acoperi necesarul la consumator, pe parcursul unei anumite zile precum şi o analiză economică în vederea determinării timpului minim de recuperare a investiţiei realizate pentru modificarea constructivă propusă.



47

Capitolul 2. Modelarea teoretică a proceselor termodinamice în instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie amoniac-apă într-o treaptă

2.1 Schema instalaţiei reale. Reprezentarea în diagramă a proceselor În Figura nr.27 se prezintă schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie, într-o treaptă [25].

Figura nr.27: Instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie amoniac – apă

Părţile componente ale instalaţiei sunt următoarele:

• Absorbitorul unde este absorbit debitul masic Qm0 de vapori de amoniac în debitul masic de soluţie săracă în amoniac QmSS . Prin absorbţia vaporilor de amoniac, soluţia initial săracă în amoniac se concentrează în amoniac, concentraţia ei crescând de la

Sξξ =3 la Bξξ =4 . Pentru desfăşurarea continuă a procesului de absorbţie se

evacuează un flux de caldura AΦ către un mediu de răcire reprezentat de aer la instalaţiile de putere redusă şi de apă la instalaţiile de putere medie şi mare. Odată cu evacuarea căldurii de absorbţie are loc şi o răcire a soluţiei.

• Pompa de soluţie asigură circulaţia debitului masic de soluţie bogată QmSB preluată din absorbitor cu presiunea pA ridicându-i presiunea până la valoarea din fierbator, pF. Pentru realizarea procesului de pompare este consumată puterea de pompare PPS; Procesul se desfăşoară de la starea 5 la starea 6;



48

• În fierbător soluţia bogată în amoniac fierbe pe seama fluxului de căldură ΦF cedat de agentul încălzitor. Prin degajarea vaporilor, în care amoniacul este preponderent, soluţia se diluează, evoluând de la Bξ la Sξ , în procesul 1’-2’.

• În ventilul de laminare a solutiei debitul masic de soluţie diluată în amoniac Qmss rezultat din fierbător se destinde de la starea 3 la starea 4, deci de la presiunea pF la presiunea pA.

• Între absorbitor şi fierbator se introduce un schimbător de căldură, numit şi economizor care are rolul de a prelua căldura de la soluţia săracă în amoniac, de temperatura ridicată, provenită de la partea inferioară a fierbatorului, şi a o ceda soluţiei bogate în amoniac rezultată în urma procesului de absorbţie. Soluţia bogată în amoniac este încalzită în economizor, astfel încât, în fierbător, va scădea semnificativ consumul de energie. Va rămâne de furnizat energia termică necesară încălzirii până la starea de saturaţie şi fierberii soluţiei. Pe de alta parte, soluţia săracă în amoniac de temperatură ridicată se răceşte, înainte de pătrunderea în absorbitor.

• Debitul masic de vapori degajat din compresorul termochimic este dirijat în condensator. În acest aparat, prin cedarea fluxului de căldură de condensare CΦ catre apa de răcire, vaporii concentraţi în amoniac condensează izobar în procesul 8"-9. Cum vaporii de stare 8" reprezintă un amestec de vapori de amoniac şi o foarte mică parte de vapori de apă, condensarea lor nu este perfect izotermă, şi astfel, valoarea temperaturii va scădea de la o valoare iniţială până la temperatura de sfârşit de proces. Datorită faptului că procesul se desfaşoară la presiune ridicată pC = 12...16 bar, iar concentraţia vaporilor este foarte mare, "6ξ = 99...99,5 %, procesul de condensare poate fi considerat cvasiizoterm.

• Un alt element important este schimbătorul de căldură cu dublu rol poziţionat între condensator şi ventilul de laminare, pe o parte, şi între vaporizator şi absorbitor, pe de alta parte. Expresia “cu dublu rol” se referă la cele două procese care au loc, şi anume, subrăcirea lichiului şi supraîncălzirea vaporilor. Rolul principal este subrăcirea agentului frigorific lichid rezultat din condensator, cu avantajul creşterii puterii frigorifice masice.

• Debitul de agent frigorific lichid subrăcit Qmo, de stare 10 este destins până la starea 11, de la presiunea de condensare pC până la cea din vaporizator, p0, în ventilul de reglare (VR). În acelaşi timp, acesta realizează reglarea puterii frigorifice a instalaţiei, asigurând debitul de lichid necesar realizării efectului frigorific prin vaporizare. Este un ventil de reglare termostatic, care menţine constantă diferenţa de temperatură între intrarea lichidului şi ieşirea vaporilor în şi din vaporizator.



49

• În vaporizotorul (V) se realizează puterea frigorifică a instalaţiei Φ0, prin răcirea fluidului intermediar, venit de la consumatorul de frig pe seama vaporizării agentului frigorific (procesul 11-12). Prin rectificarea vaporilor de agent frigorific rezultaţi din fierbător, concentraţia lichidului introdus în vaporizator este foarte mare (ξ = 99.7...99.9 %), astfel încât, ecartul de temperatură pe care se realizează procesul de vaporizare, este redus la câteva grade.

Procesul de concentrare a vaporilor în amoniac se realizează în 3 etape. În prima fază are loc o prerectificare a vaporilor într-un utilaj amplasat deasupra zonei de fierbere. Întrucat în această zonă are loc preîncălzirea soluţiei până la starea de saturaţie, proces care este denumit si epuizare, aceasta poartă numele de zonă (coloană) de epuizare (ZE). Se realizează o condensare parţială a vaporilor de apă, in special. În coloana de forma cilindrică, se amplasează inele metalice sau ceramice sau talere.

În cea de-a doua fază se realizează o rectificare a vaporilor într-o coloană de rectificare (CR) din continuarea zonei de epuizare. În acest utilaj are loc un schimb de căldură şi masă între circuitul ascendent al vaporilor calzi şi circuitul descendent al soluţiei rezultate din condensarea parţială a vaporilor, într-un condensator de reflux (deflegmator). La ieşirea din coloana de rectificare, vaporii au o concentraţie de amoniac de 95...98 %. Procesul de transfer de căldură între cele două debite de vapori şi de reflux este intern, nefiind necesară introducerea sau evacuarea de caldură din exterior.

Într-o ultimă fază are loc o condensare partială a vaporilor produşi în coloana de rectificare, necesară producerii refluxului cu care sunt alimentate talerele acesteia. Schimbătorul de căldură unde are loc procesul poartă numele de condensator de reflux sau deflegmator (DF). Debitul de vapori transferă căldura unui circuit de răcire şi condensează parţial, producând debitul de reflux (flegma) trimis în coloana de rectificare. Pe langă producerea refluxului (R), are loc şi rectificarea finală a vaporilor, vaporii care părăsesc deflegmatorul avand o concentraţie foarte ridicată în amoniac, de 99.7- 99.9 %. Deflegmatorul este un schimbător de căldură multitubular orizontal sau vertical în care apa de răcire circulă prin ţevi, iar vaporii condensează în spaţiul dintre ţevi şi manta.

Procesele termodinamice sunt reprezentate în diagramele h-ξ -p şi p-ξ - θ, din Figura nr.28

respectiv Figura 29.



50

Figura nr.28: Reprezentarea proceselor în diagrama h-ξ -p

Figura nr.29: Reprezentarea proceselor în diagrama p-ξ - θ

Procesul de fierbere izobară se realizează în fierbator (procesul 1’- 2’) între temperaturile θ1 şi θ2 , concentraţia scăzând de la Bξξ ='

1 la Sξξ ='2 .

Subrăcirea izobară la concentraţie constantă a soluţiei sărace are loc în economizor, (procesul 2’- 3). După acest proces soluţia săracă suferă o laminare izentalpică în ventilul de laminare. Starea finală a soluţiei poate fi la saturaţie, lucru caracterizat de faptul că starea 4 se găseşte pe izobara pA sau poate fi uşor subrăcită, atunci când starea 4 se plasează sub izobara pA.

Absorbţia izobară a vaporilor de amoniac are loc în absorbitor (procesul 4- 5), timp în care concentraţia soluţiei creşte de la Sξξ =4 la Bξξ =5 , iar temperatura ei scade de la θ4 la θ5 prin cedarea de căldură către apa de răcire.

Soluţia bogată în amoniac rezultată din absorbitor suferă un proces de pompare izoentropică la concentraţie constantă în pompa de soluţie (procesul 5 - 6), presiunea crescând de la p5 = pA până la p6 = pF.



51

După creşterea presiunii soluţiei bogate prin pompare, are loc încălzirea izobară la concentraţie constantă în economizor (procesul 6 - 7). La ieşirea din economizor soluţia concentrată este încă subrăcită faţă de starea de saturaţie (cu 5...10 °C), pentru a nu se produce fierberea acesteia în conducta de legătură cu fierbătorul, proces care poate fi însoţit de dereglări ale circulaţiei.

În continuare se realizează încalzirea izobară la concentraţie constantă a soluţiei concentrate până la temperatura de saturaţie θS = θ1 , în zona de epuizare (procesul 7 -1'). Vaporii produşi în timpul procesului de fierbere evoluează iniţial, de-a lungul curbei de saturaţie a vaporilor corespunzatoare presiunii pF, între stările 1” �i 2’’, în timp ce soluţia coboară în ţeava fierbătoare, apoi revin la starea 1’’ pe măsură ce urcă în interiorul ţevii până la ieşirea din aceasta. În timp ce parcurg umplutura din zona de epuizare, vaporii se concentrează în amoniac prin condensarea parţială a vaporilor de apă, până la starea 1’’a. Concentrarea în amoniac a vaporilor continuă prin parcurgerea coloanei de rectificare până la starea "1 şi apoi prin condensarea parţială însoţită de producerea refluxului în deflegmator până la starea 8’’. Refluxul format, de stare 8’ alimentează talerele coloanei de rectificare.

Vaporii rezultaţi în urma procesului de deflegmare, concentraţi în amoniac Bξ = 99.7- 99.9 % suferă un proces de desupraîncălzire şi condensare izobară în condensator (procesul 8’’ - 9).

Lichidul rezultat este subrăcit izobar în schimbătorul de căldură cu dublu rol, (procesul 9-10) şi apoi este laminat izentalpic într-un ventil de reglaj (procesul 10 - 11), presiunea lui scăzând de la valoarea pC la p0.

Soluţia de stare 11 este vaporizată izobar în vaporizator (procesul 11 - 12), între temperaturile θ11 şi θ12. Vaporii de stare 12 sunt supraîncălziti izobar în schimbătorul de căldură cu dublu rol (procesul 12 - 13). Cum debitele de fluide care schimbă căldură în SRL / SIV sunt egale, diferenţele de entalpii pe care evoluează lichidul şi vaporii sunt egale: ΔhL=h9-h10= ΔhV = h13-h12.

Procesele termodinamice prezentate sunt însotite de schimburi de căldură interne sau cu mediul exterior. Prin însumarea acestor schimburi se realizează bilanţul energetic al instalaţiei.



52

2.2. Calculul termic al instalaţiei cu absorbţie într-o treaptă

Se consideră cunoscute următoarele elemente:

• Puterea frigorifică a instalaţiei, Ф0; • Temperaturile şi natura agentului răcit în vaporizator θS1/ θS2; • Temperaturile agentului de răcire, θw1/ θw2

; • Temperaturile apei fierbinţi, care alimentează fierbătorul instalaţiei θAC1/ θAC2

; • Concentraţiile vaporilor care părăsesc coloana de rectificare şi deflegmatorul: ''8''1 /ξξ .

Este necesar să se determine următoarele elemente:

• Debitele masice şi volumice de soluţie bogată şi soluţie săracă în amoniac: QmSB respectiv QmSS;

• Debitul masic de agent frigorific, Qm0; • Debitul de reflux, R; • Puterea fierbătorului, ФF; • Puterea necesară acţionării pompei de soluţie, PPS; • Puterile termice cedate agentului de răcire în absorbitor, condensator şi deflegmator,

ФA, ФC, ФDF.

Pe baza determinarilor de mai sus, se va realiza în final bilantul energetic al instalaţiei.

De asemenea, un alt indicator important este coeficientul de performanţă a instalaţiei, notat COP.

În funcţie de variaţia de temperatură a fluidelor din vaporizator şi condensator se determină temperaturile de vaporizare şi condensare.

În funcţie de temperatura finală a lichidului răcit în vaporizator θS2 şi de diferenţa minimă de temperatură între medii, Δθ0 =2 … 4 °C, vom obţine temperatura finală de vaporizare:

0212,0 θθθθ Δ−== Sfinal [ºC] (3)

Diferenţa de temperatură între începutul şi sfârşitul procesului de vaporizare e ΔθV =2 … 3 °C, în funcţie de concentraţia considerată a agentului frigorific ''8ξ =99.7 … 99.9 %. Astfel rezultă temperatura iniţială de vaporizare:

Vinitial θθθ Δ−= 12,0 [ºC] (4)

Fiind cunoscute temperatura finală a apei de racire (θw2) şi diferenţa minimă de temperatură între medii, ΔθC =2 … 4 °C , rezultă temperatura de condensare:

CWC θθθ Δ+= 2 [ºC] (5)



53

Din tabelele de date pentru agentul frigorific se vor determina presiunea de vaporizare, p0 şi presiunea de condensare, pC în funcţie de temperatura iniţială de vaporizare şi de temperatura de condensare. Ţinând cont de pierderile de presiune de pe circuit:

AVA ppp −Δ−= 0 [bar] (6)

CFCF ppp −Δ+= [bar] (7)

Concentraţiile soluţiei sărace şi soluţiei bogate se vor determina din diagrama ph −−ξ , în urma trasării procesului.

);,( 2'2 θξξ FS pf== [% ] (8)

);,( 55 θξξ AB pf== [%] (9)

Funcţionarea continuă a compresorului termochimic presupune existenţa unei diferenţe de concentraţie între soluţia bogată şi soluţia săracă de minim 5 %.

În continuare se vor determina parametrii termodinamici pentru diferitele stări din reprezentarea proceselor în diagrame.

Se va trece la efectuarea unor bilanţuri termice şi masice pentru determinarea puterilor masice ale aparatelor instalaţiei, şi apoi a puterilor globale prin înmulţirea cu debitul masic de agent frigorific.

a) Bilantul termic al vaporizatorului

În Figura nr.30 sunt prezentate puterile care sunt introduse şi evacuate din vaporizatorul instalaţiei:

Figura nr. 30: Bilanţul energetic al vaporizatorului

Prin efectuarea bilanţului se poate determina debitul masic de agent frigorific, Qm0.

)/( 1112001201100 hhQhQhQ mmm −Φ=⇒⋅=⋅+Φ [kg/s] (10)

Pentru simplificarea notaţiilor se va introduce o mărime numită factor de circulaţie a soluţiei, f.

0/ mmSB QQf = (11)



54

Valoarea factorului de circulaţie se obţine prin efectuarea bilanţului masic al generatorului de vapori (G), compus din fierbatorul (F), zona de epuizare (ZE), coloana de rectificare (CR) şi deflegmatorul (DF). Acest bilanţ este prezentat în Figura nr.30.

BmSBmSmSS QQQ ξξξ ⋅=⋅+⋅ ''80 (12)

Din relaţia dintre debitul masic de soluţie bogată şi debitul masic de soluţie săracă în amoniac şi prin împărţirea ulterior a relaţiei 12 la debitul masic de agent frigorific, rezultă:

BSmmSBmSS ffQQQ ξξξ ⋅=⋅+⋅−⇒−= ''80 1)1( (13)

Astfel, factorul de circulaţie f se va calcula după cum urmează:

)/()( ''8 SBSf ξξξξ −−= (14)

Factorul de circulaţie depinde de intervalul de degazare a soluţiei ξΔ . Pentru valori apropiate de valoarea minimă necesară, 5% f are valori mari (f=13), rezultând un debit masic ridicat de soluţie.

Figura nr.31: Bilanţul masic de amoniac al generatorului de vapori

În plus, se introduce debitul specific de reflux, r, care reprezintă raportul dintre debitul masic de reflux condensat în deflegmator şi debitul masic de vapori de agent frigorific:

0/ mQRr = [kg reflux/kg agent frigorific] (15)

Acest raport se determină prin efectuarea bilanţului global al deflegmatorului prezentat în Figura nr. 32.

Figura nr.32: Bilanţul masic de amoniac al deflegmatorului



55

Din ecuaţia de bilanţ şi apoi prin împărţirea la debitul masic de agent frigorific, obţinem:

'8''8''1'8''80''10 1)1()( ξξξξξξ ⋅+⋅=⋅+⇒⋅+⋅=⋅+ rrRQQR mm (16)

Se poate calcula debitul specific de reflux prin cunoaşterea concentraţiei la ieşirea din coloana de rectificare, concentraţiei refluxului la ieşirea din deflegmator şi a concentraţiei vaporilor:

)/()( '8''1''1''8 ξξξξ −−=r (17)

Din bilanţul masic al deflegmatorului se determină puterea frigorifică masică de deflegmare, qDF cedată de vaporii care condensează, producând refluxul r de apă de racire.

'8''8''1)1( hrhhrqDF ⋅−−⋅+=& [kJ/kg] (18)

Figura nr.33: Bilanţul energetic al deflegmatorului

Similar se poate determina puterea masică de fierbere qF cedată de agentul încălzitor soluţiei care degajează debitul de vapori Qm0. În continuare se prezintă bilanţul energetic al generatorului de vapori (Figura nr.34).

Figura nr.34: Bilanţul energetic al generatorului de vapori

DFF qhfhfhq +⋅−⋅−+= 7'2''8 )1(& [kJ/kg] (19)

Puterea masică de absorbţie qA cedată agentului de răcire se determină din bilanţul energetic al absorbitorului prezentat în Figura nr.35:



56

Figura nr.35: Bilanţul energetic al absorbitorului

5413 )1( hfhfhqA ⋅−⋅−+=& [kJ/kg] (20)

În continuare se vor determina puterea termică de condensare, cedată agentului de răcire în condensator precum şi lucrul mecanic masic de pompare lPS al pompei de soluţie (Figura nr.36).

Fig. 36. Bilanţurile energetice pentru condensator şi pompa de soluţie

Pentru condensator vom avea:

9''8 hhqC −=& [kJ/kg] (21)

Lucrul mecanic masic de pompare va fi:

)( 56 hhflPS −⋅= [kJ/kg] (22)

Aceeaşi metodologie a efectuării bilanţurilor se aplică pentru celelalte schimbătoare de căldură, şi anume economizorul şi schimbătorul de căldură cu dublu rol.

Astfel, în cazul economizorului, bilanţul energetic este prezentat în Figura nr. 37.



57

Figura nr. 37: Bilanţul energetic al economizorului

Fluxul de caldură unitar transferat intern în economizor este:

)()()1( 673'2 hhfhhfqE −⋅=−⋅−=& [kJ/kg] (23)

În Figura nr. 38 se prezintă bilanţul energetic pentru schimbătorul de căldură cu dublu rol.

Fluxul de caldură unitar transferat intern în acest schimbător este:

)()( 1213109 hhqhhq SIVSRL −==−= && [kJ/kg] (24)

Figura nr. 38: Bilanţul energetic al schimbătorului cu dublu rol

Din bilanţul termic al vaporizatorului s-a determinat iniţial debitul masic de agent frigorific, Qm0. Prin multiplicarea cu acest debit masic de agent frigorific a puterilor masice pentru fiecare aparat în parte, se obţin puterile globale.

Cu ajutorul acestor puteri globale, se realizează în final Bilantul energetic global al instalaţiei reale cu absorbţie:

DFCAPSF P Φ+Φ+Φ=+Φ+Φ 0 [kW] (25)

Cel mai important indicator al unei instalaţii frigorifice, reprezentat de raportul dintre efectul util realizat în vaporizator şi ceeace se consumă pentru a realiza acest efect util, (COP):

PSF PCOP

+ΦΦ

= 0 (26)



58

Deoarece puterile de acţionare a instalaţiei sunt de mai multe tipuri, electrice sau termice, pentru estimarea corectă a COP-ului este necesar să se determine cantitatea de combustibil convenţional. În cazul instalaţiei la care fierbătorul este acţionat cu energie solară şi în completare, atunci când este necesar, cu apă încălzită de cazan, cantitatea de combustibil convenţional se calculează conform acestui caz particular.

În cazul în care fierbătorul este acţionat doar prin folosirea unor surse convenţionale, ex. de apa încălzită într-un cazan funcţionând cu combustibil solid sau gazos, consumul de energie este foarte ridicat. Acest element poate fi remediat prin utilizarea unei surse de energie regenerabile. 2.3 Prezentarea softului pentru simularea funcţionării instalaţiei În practică, sunt utilizate mai multe programe de simulare a funcţionării maşinilor frigorifice cu absorbţie.

Cel mai cunoscut program de simulare a proceselor care au loc în instalaţii frigorifice este COOLPACK. Acest soft este constituit din mai multe blocuri (echipamente) predefinite, care nu se pot edita, şi cu ajutorul cărora se pot realiza instalaţii având diferite configuraţii. Datorită impedimentului de a nu putea edita blocurile de lucru, acest soft nu poate fi utilizat pentru a simula funcţionarea instalaţiei ce face obiectul acestei teze.

Pentru simularea proceselor se poate face apel la softuri în care se pot implementa cu uşurinţă modele proprii, cum ar fi ASPEN PLUS sau EES. În Figura nr. 8 se poate observa modul de construcţie al ciclului maşinii analizate în programul ASPEN PLUS, prezentat de către Darwish ş.a. în lucrarea ”Performance analysis and evaluation of a commercial absorption- refrigeration water-ammonia system” [18].

EES (Engineering Equation Solver) este un soft comercial care poate rezolva sisteme de ecuaţii. Se pot face trimiteri la baze de date ce conţin proprietăţi termodinamice ale unor diferiţi agenţi, cum ar fi apă, aer umed şi uscat, diferiţi freoni, dar şi amestecuri cum ar fi amoniac-apă sau bromură de litiu-apă.

Softul EES poate fi utilizat pentru modelarea proceselor care au loc într-o maşină frigorifică cu absorbţie în orice configuraţie.

Programul este realizat astfel încât să lucreze cu unităţi de măsură din Sistemul Internaţional (ex. temperatura în [K]), însă, în cazul în care se lucrează cu unităţi de măsură diferite (presiunea în bar), acestea pot fi setate din meniu.

Pentru realizarea unui program de calcul se definesc punctele caracteristice ale ciclului maşinii respective, şi apoi se introduc ecuaţiile de bilanţ pentru fiecare schimbător de căldură în parte, în fereastra specifică a programului. Nu contează ordinea în care sunt introduse ecuaţiile, acest lucru nu influenţează rezultatul final.



59

Prin comanda ”Check/Format” din meniul ”Calculate” se poate verifica corectitudinea ecuaţiilor introduse, iar prin selectarea opţiunii ”Solve” se va comanda rezolvarea sistemului de ecuaţii.

EES va genera tabele cu parametrii de stare şi de proces.

Acest soft are un avantaj important dat de posibilitatea de a atenţiona utilizatorul în cazul unei erori, specificând de asemenea şi locul în care se găseşte eroarea respectivă. Comenzile principale ale programului sunt :

• File- încarcă, salvează, printează diferite documente ; • Edit- copiază, lipeşte informaţii din alte documente EES ; • Search- se poate activa funcţia de găsire şi înlocuire a anumitor date în

fereastra de ecuaţii ; • Options – Unit system- informaţii despre funcţiile care pot fi utilizate ; • Calculate- verificare şi rezorlvare a sistemului de ecuaţii ; • Table- se permite rezolvarea repetată a ecuaţiilor în timp ce se modifică

valorile uneia sau mai multor variabile.

Conţinutul opţional, cum ar fi denumirea echipamentului pentru care se scrie una din ecuaţiile de bilanţ, se va poziţiona între acolade sau ghilimele, şi astfel nu va fi luat în considerare la rezolvarea sistemului de ecuaţii.

În Figura nr.39 se prezintă un exemplu de program scris în softul EES pentru o maşină frigorifică cu absorbţie într-o treaptă, cu soluţie amoniac-apă.

Funcţia CALL NH3H2O face trimitere la proprietăţile soluţiei hidroamoniacale, cu ajutorul acesteia se determină toţi parametrii termodinamici dintr-un punct, atunci când se cunosc minim 3 parametri în punctul respectiv.

În total, funcţia CALLNH3H2O este definită de 8 parametri:

- presiunea, notată cu p, [bar]; - temperatura, T, [K]; - concentraţia amoniacului în apă, x, [ -]; - entalpia specifică, h, [kJ/kg]; - entropia specifică, s, [kJ/kgK]; - energia internă specifică, u, [kJ/kg]; - volumul specific, v, [m3/kg]; - titlul de vapori, Qu, [-].

La scrierea funcţiei se introduce codul mărimilor cunoscute, de exemplu, atunci când se cunosc temperatura, presiunea şi titlul de vapori se introduce codul 128.



60

După efectuarea ecuaţiilor de bilanţ pentru fiecare schimbător de căldură ce alcătuieşte instalaţia experimentală ce face obiectul acestei teze de doctorat, acestea se vor introduce în mod corespunzător în programul de modelare EES, urmând ca datele obţinute să fie comparate cu cele obţinute din calcul şi din citire în diagrame.

Figura nr.39: Exemplu scris în EES pentru rezolvarea ecuaţiilor aferente unei instalaţii cu absorbţie

La rezolvarea ecuaţiilor trebuie să se ţină cont de faptul că librăria externă aferentă programului, la care se face apel pentru determinarea proprietăţilor soluţiei de amoniac-apă este realizată pe baza diagramei construite de Ibrahim, O.M., Klein, S.A., "Thermodynamic Properties of Ammonia-Water Mixtures" .[27]

Calculele şi citirile în diagramă s-au realizat utilizând diagrama entalpie- concentraţie a soluţiei amoniac-apă din "Îndrumătorul de Proiectare- Instalaţii Frigorifice", autori Fl. Chiriac, V. Cartas .[15]

Singurele diferenţe vor apărea în cazul valorilor entalpiilor specifice. Rezultatele date de programul EES vor trebui însumate cu factori de corecţie (egali cu 200 pe partea de lichid şi 450 pe partea de vapori), datorită originii diferite a celor două diagrame.



61

Capitolul 3. Prezentarea modelului experimental

3.1. Prezentarea instalaţiei de captatori solari Sistemele de preparare a apei calde, care utilizează captatori solari au ca principale avantaje:

- utilizarea unei surse de energie regenerabilă, nepoluantă; - reducerea costurilor privind energia termică; - stabilitate faţă de condiţiile meteorologice, faţă de vânt puternic, rezistenţă la grindină, datorită sticlei securizate şi tratate termic; - instalare şi întreţinere uşoară; - durata medie de viaţă de 25 ani.

Energia utilă care poate fi obţinută cu un captator solar depinde de mai mulţi factori, dintre care cei mai importanţi sunt:

- energia solară totală disponibilă în zona de amplasare a panourilor; - tipul şi construcţia panoului solar; - unghiul de înclinare a panoului faţă de orizontală; - orientarea planului panoului faţă de direcţia sud (unghiul azimut); - gradul de curăţire al panoului.

În general, panourile solare plane sunt montate la un unghi fix în raport cu orizontala, astfel încât să se capteze radiaţia optimă, pentru fiecare aplicaţie în parte.

Panourile solare utilizate pentru a asigura încalzirea, în timpul iernii, se montează mai înclinate decât cele utilizate pentru a asigura climatizarea, în timpul verii. Panourile solare din sistemele de încălzire a apei, care trebuie să funcţioneze eficient pe întreg parcursul anului, se montează la un unghi de compromis, între valorile corespunzatoare optimului de vară şi optimului de iarnă.

Acestea captează atât radiaţia directă, cât şi cea difuză, provenite de la Soare. Instalaţia de captatori solari situată pe acoperişul Laboratorului de Termotehnică din incinta Facultaţii de Inginerie a Instalaţiilor, este formată din panouri tip HOVAL WK251.

Captatorul solar tip panou plan HOVAL WK251, este caracterizat de un grad de absorbţie de 95% şi un grad de emisie de 5%. Conductele sunt din cupru şi sunt montate într-o carcasă de aluminiu, rezistentă la coroziune şi izolată termic cu vată minerală, acoperită cu sticlă cu grad de transfer de 92%. Suprafaţa unui captator este de 2,5 m2 . În Figura nr. 40 este prezentat tipul constructiv al tipului de panou utilizat.



62

Figura nr.40: Dimensiuni constructive ale panoului HOVAL WK251

În Tabelul nr. 2 se prezintă principalele caracteristici ale acestui tip de captator solar.

Caracteristica Unitate de masură Valoare

Absorbţia % 95 Reflexia % 5

Temperatura maximă în stand-by ºC 223 Suprafaţa brută m2 2,5

Suprafaţa de absorbţie m2 2,2 Presiune maximă de lucru bar 10

Masa kg 48 Tabelul nr. 2: Caracteristici ale panoului HOVAL WK251

Suprafaţa totală a captatorilor solari a fost dimensionată astfel încât să satisfacă necesarul de apă caldă pentru acţionarea unei maşini frigorifice cu absorbţie.

Ţinând cont de capacitatea frigorifică de17 kW şi admitând un coeficient de performanţă egal cu 0,5, rezultă că pentru obţinerea efectului util (frigul necesar), este nevoie de o putere termică la captatori de 38 kW, 5.

Rezultatele simulării au evidenţiat faptul că instalaţia solară trebuie să aibă un numar de 32 captatori solari, tip WK251, cu poziţia de montaj a tubului din cupru în interiorul casetei verticale. Un alt rezultat al simularii numerice îl reprezintă distanţa dintre două serii paralele de captatori, care este de minimum 4,11 m – Hydraulic Tikelmann – Figura nr.41.



63

Figura nr.41: Distanţa minimă între două rânduri de captatori

Aşezarea captatorilor solari este prezentată în Figura nr. 42.

Fig. 42. Poziţionarea captatorilor solari

Întrucât sistemul de captatori solari nu acoperă tot timpul necesarul de încălzire pentru fierberea soluţiei hidroamoniacale, se prevede un sistem suplimentar bivalent cu un cazan care funcţionează cu combustibil convenţional.

Caracteristicile tehnice ale sistemului auxiliar de încălzire, reprezentat de cazanul de fabricaţie Hoval, sunt:

- cazan în condensaţie, cu combustibil gazos, tip ULTRA GAS 50; - putere termică nominală: max. 45,3 kW, în următoarele condiţii: temperatura apei la intrarea în cazan: 60 °C şi temperatura apei la ieşirea din cazan: 80 °C; - presiunea de lucru: max. 3 bar şi min. 1 bar; - volumul de apă din cazan: 79 l; - putere electrică consumată de pompele de circulaţie: min. 26 W /max. 64 W; - temperatura gazelor de ardere: 64 °C.



64

Dimensionarea rezervorului de acumulare se bazează pe astfel încât să avem: 40 ... 100 l/m2 de suprafaţă a captatorului solar. Utilizând valoarea medie de 65 l/m2, rezultă, pentru cazul de faţă, un volum de 65 · 66 = 4290 l.

Chiar dacă, utilizând valoarea debitului de apă caldă de la fierbatorul instalaţiei, obţinem o valoare de aproximativ 4 ori mai mică, în aplicaţiile care utilizează energie neconvenţională, se pune problema acumulării unui volum cât mai mare de apă caldă, care să suplinească apa caldă preparată convenţional. Acesta este motivul pentru care s-a adoptat varianta constructivă a unui rezervor de stocare, din oţel, cu capacitatea de 4000 l, tip EnerVal.

Caracteristicile constructive ale rezervorului, prezentat în Figura nr. 43, sunt:

- diametru: 1400 mm; - înălţime: 2880 mm; - izolaţie termică din spumă poliuretanică, de conductivitate termică 0,04 W/m K; - grosime izolaţie: 100 mm; - presiune de lucru: 3 bar.

Figura nr. 43: Rezervor stocare apă caldă tip EnerVal, capacitate 4000 l

Masurările efectuate privind temperatura apei în rezervorul de stocare, pe parcursul a şapte zile consecutive, însorite, din luna iulie, au arătat că temperatura maximă, se atinge în jurul orei 14.

Transferul căldurii de la amestecul apă-etilenglicol vehiculat în circuitul solar se realizează într-un schimbător de căldură cu plăci.

Dimensionarea acestui schimbător de căldură cu plăci se bazează pe criteriul transferării fluxului de căldură de 34 kW de la soluţia apă-etilenglicol, care circulă prin captatorii solari, la apa caldă stocată în rezervor. Schimbătorul ales este unul de fabricaţie Schmidt, tip SIGMA M7 – NBL, cu următoarele caracteristici:

- putere termică: 40 kW, când temperatura soluţiei apă-etilenglicol, la intrarea în schimbător este 90 °C şi temperatura soluţiei apă-etilenglicol, la ieşirea din schimbător este 70 °C;



65

- numărul plăcilor: 21; - diametrul nominal pentru racordul de intrare: DN 25; - debitul maxim vehiculat: 265 m3/h.

Reglarea debitului de fluid în circulaţie este realizată de sistemul de automatizare, care are rolul de a activa sistemul de protecţie împotriva înghetului şi a supraîncălzirii şi de a declanşa sistemul auxiliar (convenţional) de încălzire a fluidului de lucru, atunci când este cazul.

Senzorii de temperatură măsoară temperatura plăcii absorbante a panoului solar, în apropierea racordului de ieşire din panou, şi temperatura în partea de jos a rezervorului de stocare, unde temperatura are valoarea cea mai coborâtă, ca urmare a stratificării termice.

Termostatele diferenţiale de temperatură, primesc informaţia de la senzori, o compară cu valoarea setată şi trimit un semnal, care realizeaza reglajul la nivelul echipamentelor din instalaţie. În cazul încălzirii solare a unui lichid, dacă diferenţa de temperatură între panoul solar şi rezervorul de stocare atinge valoarea maximă setată, care are de obicei, valori de 7 până la 8 K, sistemul de automatizare comandă pornirea pompei de circulaţie a lichidului. Dacă diferenţa de temperatură între panoul solar şi rezervorul de stocare atinge valoarea minimă setată, atunci sistemul de automatizare comandă oprirea pompei de circulaţie.

Acest reglaj de tip pornire/oprire, în funcţie de diferenţele setate de temperaturi, influenţează randamentul instalaţiei. Dacă diferenţa setată este prea mare, încălzirea lichidului începe mai târziu decât ar trebui şi invers, dacă diferenţa setată este prea scăzută, încălzirea lichidului începe mai devreme decât ar trebui.

Senzorul de protecţie la înghet este plasat astfel încât să detecteze cea mai coborată temperatură a lichidului, în situaţia în care instalaţia cu captatori solari nu se află în funcţiune. De obicei, aceşti senzori se montează fie pe spatele plăcii absorbante, la partea inferioară a panoului solar, fie la intrarea în colector.



66

3.2. Prezentarea maşinii frigorifice experimentale cu absorbţie

3.2.1. Amplasarea şi realizarea instalaţiei

Cele două instalaţii analizate sunt poziţionate în cadrul Laboratorului de Termotehnică din Facultatea de Instalaţii Bucureşti. În cazul ambelor echipamente cu absorbţie în soluţie amoniac-apă, fierberea soluţiei bogate în fierbător (generatorul de vapori) se realiza iniţial prin arderea gazelor naturale. Datorită intereselor actuale tot mai pronunţate pentru utilizarea surselor de energie regenerabile, s-a optat pentru o modificare a acestei soluţii constructive, la una dintre instalaţii astfel încât fierberea soluţiei să se realizeze pe baza căldurii cedate de o soluţie de apă cu etilen-gligol încălzită într-un circuit cu panouri solare.

Modificarea adusă instalaţiei precum şi realizarea schemei de legătură este rezultatul experienţei cumulate de-a lungul timpului de personalul laboratorului de Termotehnică, sub îndrumarea profesorului Chiriac.

Apa caldă preparată în captatorii solari este trimisă într-un rezervor de acumulare de 4000 l, şi apoi într-un rezervor de amestec unde, în cazul în care temperatura nu este suficientă fierberii soluţiei, se încălzeşte până la valoarea necesară cu ajutorul unui cazan.

Din acest rezervor de amestec, apa ajunge în fierbătorul instalaţiei unde cedează căldura soluţiei bogate în amoniac.

Este de menţionat că, prin această modificare constructivă, fierbătorul iniţial al instalaţiei a devenit rezervor de soluţie, iar fierberea soluţiei se realizează într-un schimbător de căldură cu plăci.

Schimbătorul de căldură în plăci este produs de firma HOVAL şi este de tip AlfaNova 27- 34 H.

Pentru circuitul apei răcite în vaporizator s-a optat pentru un circuit închis în care apa este trimisă cu ajutorul unei pompe într-o aerotermă, având puterea de răcire de 16 kW. În Tabelul nr. 3 sunt prezentate datele de funcţionare pentru tipul respectiv de instalaţie cu absorbţie destinată să funcţioneze cu gaze naturale, conform producătorului, [43].



67

Tabelul nr. 3: Caracteristici funcţionale ale instalaţiei la funcţionarea cu gaz

Aeroterma este de tip Galletti AREO 43 şi are următoarele date tehnice: - Putere nominală pe încălzire: 53.61 kW; - Putere nominală pe răcire: 16.23 kW; - Debit aer: 6195 m3/h ; - Viteza ventilare max.: 1400 rot/min; - Nivel de zgomot: 55 dBA; - Putere electrică absorbită la treapta intermediară: 450 W; - Racord tur-retur: 1" .

Aeroterma este prezentată în Figura nr. 44.

Figura nr.44: Aeroterma Galletti 43

Aeroterma este realizată dintr-un schimbător de căldură din tub de cupru cu aripioare de aluminiu asigurând un schimb termic mai ridicat decât cele standard din oţel. Carcasa din tablă de oţel vopsită cu colturi din plastic ABS , este izolată intern pentru a preveni formarea condensului. Carcasa este dotată cu jaluzele reglabile din aluminiu aflate la refularea aerului, care asigură o bună distribuţie a aerului în încăperea în care funcţionează. .



68

Schimbătorul de căldură este poziţionat în spatele grilei de refulare a aerului. Ventilatorul axial se află într-un compartiment proiectat special pentru a îmbunatăţi ventilarea şi a reduce nivelul sonor.

Lucrările de modificare a uneia dintre instalaţii, au prevăzut următoarele etape principale: - montajul schimbătorului de căldură în plăci, cu rol de fierbător; - realizarea legăturilor de la fierbător la rezervorul de amestec; - realizarea legăturilor pe partea de apă răcită în vaporizatorul instalaţiei; - umplerea instalaţiei cu apă şi amoniac lichid conform specificaţiilor tehnice.

Pentru montarea schimbătorului de căldură a fost necesară golirea instalaţiei. Legătura s-a realizat pe circuitul soluţiei bogate, înainte de intrarea în fierbătorul iniţial devenit rezervor de soluţie.

După finalizarea lucrărilor, umplerea instalaţiei s-a realizat conform specificaţiilor producătorului, la care s-au adăugat, în plus, cantităţile de amoniac şi apă corespunzătoare creşterii volumului instalaţiei, odată cu anexarea schimbătorului de căldură.

În cele ce urmează sunt prezentate cu ajutorul unor imagini etapele modificării uneia din instalaţii.

a. b.

Figura nr. 45: a. poziţionarea schimbătorului de căldură cu plăci cu rol de fierbător b. realizarea legăturilor de alimentare a fierbătorului cu apă caldă

În Figura nr. 46 se prezintă schemele simplificate ale celor două instalaţii pentru a se observa mai bine modificarea constructivă realizată.



69

a.

b.

Figura nr. 46: a. Instalaţie cu absorbţie cu fierbătorul acţionat de un arzător b. Instalaţie modificată, la care schimbătorul de căldură anexat devine fierbător

În Figura nr. 47 este prezentată o schemă desfăşurată a instalaţiei modificate cu evidenţierea punctelor necesare trasării ciclului termodinamic.

70

3.2.2 Schema instalaţiei şi descrierea funcţionării

Figura nr. 47: Schema instalaţiei experimentale cu absorbţie în soluţie amoniac-apă

71

Instalaţia din Figura nr. 47 are rolul de a produce apă rece cu scopul utilizării în echipamentele destinate climatizării de confort. Acest lucru se realizează cu ajutorul apei încălzite bivalent, preparată de captatorii solari şi de un cazan functionând cu gaz, care este utilizată ca circuit secundar într-un schimbător de căldură cu plăci, pentru a ceda căldura soluţiei bogate în amoniac,9.

Fierberea soluţiei bogate în amoniac de are loc în schimbătorul respectiv. În continuare, în rezervorul de soluţie se vor degaja vaporii de amoniac precum şi o cantitate mai mică de vapori de apă, de stare 1’’ şi va rezulta o soluţie săracă în amoniac, de stare 3.

Vaporii de stare 1’’ vor ajunge în deflegmator unde va avea loc procesul de îmbogăţire cu amoniac, prin condensarea vaporilor de apă pe serpentina acestui schimbător de căldură. Vor rezulta vapori de amoniac de concentraţie ridicată 99,8 %, de stare 5.

Vaporii de amoniac intră în condensatorul instalaţiei unde condensează, cedând căldura latentă aerului exterior prin intermediul unui ventilator. Condensul rezultat va avea starea 6.

Lichidul intră într-un schimbător de căldura tip ţeavă în ţeavă, unde se va răci pe baza căldurii sensibile cedate vaporilor reci de amoniac de stare 9 cu care circulă în contracurent, şi apoi va suferi un proces de laminare într-o diafragmă, cu scopul de a fi adus la valoarea presiunii din vaporizator, ajungând la starea 8.

În vaporizatorul instalaţiei, condensul preia căldura de la apa de răcire şi pe baza acestei călduri vaporizează, rezultând vapori reci de amoniac de stare 9. Aceşti vapori se vor încălzi preluând căldura de la condensul de stare 6, ajungând la starea 10 şi apoi vor fi trimişi în preabsorbitorul instalaţiei.

Din fierbător, soluţia săracă în amoniac de stare 3 este laminată printr-o diafragmă, cu scopul scăderii presiunii, până la valoarea din preabsorbitor, şi apoi este pulverizată peste vaporii de amoniac de stare 10 în acest echipament.

Soluţia rezultată prebogată, de stare 11, va fi introdusă prin două circuite în absorbitorul instalaţiei răcit cu aer, de unde va rezulta soluţie bogată în amoniac de stare 12.

Soluţia bogată va fi stocată într-un rezervor tampon de unde se va alimenta pompa de soluţie bogată. După refularea pompei, soluţia de stare 14 va fi trecută prin serpentina deflegmatorului instalaţiei, ajungând la starea 15, şi apoi prin serpentina preabsorbitorului, rezultând în final o soluţie bogată de stare 16 care va fi trimisă în schimbătorul cu plăci cu rol de fierbător, şi circuitul se reia.

Instalaţia este prevazută cu numeroase puncte de măsură pentru presiune şi temperatură. Se vor măsura temperaturile la intrarea şi ieşirea din principalele echipamente ale instalaţiei prin termocupluri de tip cromel-alumel, aceste valori fiind necesare pentru ridicarea ciclului de funcţionare în diagramă.



72

3.2.3. Reprezentarea în diagramă a proceselor

În Figura nr. 48 se prezintă procesele care au loc în instalaţia experimentală.

Figura nr. 48: Reprezentarea proceselor în diagramă entalpie-concentraţie

Procesele care se desfăşoară în instalaţie sunt următoarele:

• 1 - 3 : Transformarea soluţiei bogate în amoniac în soluţie săracă, prin degajarea vaporilor în urma procesului de fierbere;

• 3 - 4 : Proces de laminare izentalpică; stările 3 şi 4 corespund în diagrama entalpie- concentraţie;

• 11 - 12 : Proces de absorbţie, cu preluarea căldurii degajate de către ventilator; • Stările 12 şi 13 corespund în diagramă; Starea 13 se găseşte în aspiraţia pompei de

soluţie; • 13 - 14 : Pompare izentalpică; stările 13 şi 14 corespund în diagrama entalpie-

concentraţie; • 14 - 15 : Proces de preîncălzire a soluţiei bogate în deflegmator; • 15 - 16 : Proces de preîncălzire a soluţiei bogate în preabsorbitor; • 16 - 17: Proces de fierbere a soluţiei bogate pe seama căldurii cedate de apa încălzită

bivalent; • 1- 1’’ : Proces de degajare a vaporilor de amoniac din soluţia bogată;



73

• 1’’- 5 : Proces de concentrare în amoniac a vaporilor prin condensarea vaporilor de apă pe pereţii serpentinei din deflegmator, unde circulă soluţie bogată;

• 5 - 6 : Proces de condensare a vaporilor de amoniac în condensator; • 6 - 7 : Proces de răcire a condensului de amoniac în schimbătorul de căldură ţeavă în

ţeavă, pe seama căldurii cedate pentru încălzirea vaporilor reci de amoniac care circulă la exteriorul ţevii de condens;

• 7 - 8 : Proces de laminare izentalpică a condensului de amoniac; stările 7 şi 8 corespund în diagrama entalpie- concentraţie;

• 8 - 9 : Proces de vaporizare a amoniacului ce are loc în vaporizatorul instalaţiei; • 9 - 10: Proces de încălzire a vaporilor reci de amoniac pe seama căldurii cedate în

procesul 6- 7 de condensul de amoniac; 3.2.4. Modelarea matematică a proceselor care au loc în instalaţia experimentală

Calculul instalaţiei reale se va realiza pe baza unor bilanţuri de masă şi de energie. Prin utilizarea acestor bilanţuri împreună cu datele măsurate referitoare la parametrii care ramân constanţi în timpul încercărilor, se pot determina parametrii corespunzători fiecărui punct caracteristic al ciclului instalaţiei.

Realizarea calculului acestei instalaţii face parte din contribuţiile personale ale autorului, întrucât este o schemă de instalaţie de absorbţie originală, care nu a mai fost analizată până în prezent.

Particularităţile de calcul faţă de cazul instalaţiei cu absorbţie într-o treaptă constau în:

- prezenţa echipamentului PREABSORBITOR în care se realizează o preabsorbţie a vaporilor de amoniac în apă odată cu preîncălzirea soluţiei bogate înaintea fierberii;

- încălzirea soluţiei bogate printr-o serpentină montată în deflegmator;

- gruparea celor două echipamente absorbitor şi condensator şi răcirea acestora cu un ventilator comun;

- prezenţa schimbătorului de căldură tub în tub în care se produce încălzirea vaporilor de amoniac la ieşirea din vaporizator odată cu răcirea condensului de amoniac înaintea laminării.



74

• Generatorul de vapori (fierbătorul) În Figura nr. 49 se prezintă intrările şi ieşirile agenţilor din fierbătorul instalaţiei.

Figura nr. 49: Bilanţul energetic şi de masă al fierbătorului

Parametrii de intrare şi de ieşire din fierbător se determină pe baza bilanţurilor exprimate pentru echipamentele preabsorbitor, deflegmator şi rezervor de soluţie.

• Rezervorul de soluţie (fierbătorul iniţial al instalaţiei) În Figura nr. 50 se prezintă bilanţul masic şi energetic pentru acest echipament, în condiţiile în care instalaţia are configuraţia iniţială, şi anume, este acţionată de arzătorul pe gaz.

Figura nr. 50: Bilanţul energetic şi de masă al fierbătorului iniţial al instalaţiei



75

Ecuaţiile de bilanţ sunt exprimate în cele ce urmează: Bilanţul masic

16 2 3 0 1'

17 2 3 1'

( )( 1) ( 1) ( 1)

mSB mSS mQ R Q Q Rr r f r

ξ ξ ξ ξξ ξ ξ ξ

⋅ + ⋅ = ⋅ + + ⋅ ⇒+ ⋅ + ⋅ = − ⋅ + + ⋅

(27)

Bilanţ energetic 16 2 3 0 1'

16 2 3 1'

( )( 1) ( 1)

mSB F mSS m

F

Q h R h Q h Q R hf h r h q f h r h

⋅ + ⋅ +Φ = ⋅ + + ⋅ ⇒⋅ + ⋅ + = − ⋅ + + ⋅&

(28)

Pentru echipamentul devenit rezervor de soluţie, şi care avea rolul de fierbător în configuraţia iniţială a instalaţiei ecuaţiile de bilanţ sunt următoarele: Bilanţul masic

'13217

'1032170

)1()1()1()()(

ξξξξξξξξ

⋅++⋅−=⋅+⋅+⇒⋅++⋅=⋅+⋅+

rfrrRQQRRQ mmSSm (29)

Bilanţ energetic

'13217

'1032170

)1()1()1()()(

hrhfhrhrhRQhQhRhRQ mmSSm

⋅++⋅−=⋅+⋅+⇒⋅++⋅=⋅+⋅+

(30)

Figura nr. 51: Bilanţul energetic şi de masă al rezervorului de soluţie

Pentru echipamentele analizate în continuare configuraţia instalaţiei şi ecuaţiile de bilanţ sunt valabile şi pentru structura iniţială a instalaţiei.



76

• Deflegmator

Figura nr.52: Bilanţul energetic şi de masă al deflegmatorului

Bilanţul masic

52'1502'10 )1()( ξξξξξξ ⋅+⋅=⋅+⇒⋅+⋅=⋅+ rrQRRQ mm (31)

Bilanţ energetic

)()1()(

151452''1

1550214'10

hhfhhrhrqhQhQhRhQhRQ

DF

DFmSBmmSBm

−⋅+−⋅−⋅+=⇒Φ+⋅+⋅+⋅=⋅+⋅+

& (32)

• Preabsorbitor

În acest echipament are loc o preabsorbţie a vaporilor de amoniac în soluţia săracă provenită din rezervorul de soluţie. Căldura rezultată în urma acestui proces este cedată soluţiei bogate care este vehiculată printr-o serpentină în interiorul aparatului. Bilanţurile reies din Figura nr. 52 prezentată în continuare:

Figura nr. 53: Bilanţul energetic şi de masă al preabsorbitorului



77

Bilanţul masic

11104111004 )1( ξξξξξξ ⋅=+⋅−⇒⋅=⋅+⋅ SPBmSBmmSS ffQQQ (33)

Din bilanţul masic se determină factorul de circulaţie al soluţiei prebogate:

11

104)1(ξ

ξξ +⋅−=

ff SPB (34)

Bilanţ energetic

101116154

1611100154

)()1( hhfhhfhfqhQhQhQhQhQ

SPBPA

PAmSBmSPBmmSBmSS

+⋅−−⋅+⋅−=⇒Φ+⋅+⋅=⋅+⋅+⋅

& (35)

• Condensator

Figura nr. 54: Bilanţul energetic şi de masă al condensatorului

Bilanţul masic

656050 ξξξξ =⇒⋅=⋅ mm QQ (36)

Bilanţ energetic

65

6050

hhqhQhQ

C

Cmm

−=⇒Φ+⋅=⋅

& (37)



78

• Absorbitor

Figura nr. 55: Bilanţul energetic şi de masă al absorbitorului

Bilanţ energetic

1211

1211

hhqhQhQ

A

AmSBmSB

−=⇒Φ+⋅=⋅

& (38)

• Vaporizator

Exprimarea celor două bilanţuri rezultă din Figura nr. 55. Din bilanţul energetic rezultă puterea frigorifică masică a instalaţiei. Bilanţul masic

989080 ξξξξ =⇒⋅=⋅ mm QQ (39)

Bilanţ energetic

890

08090

hhqhQhQ mm

−=⇒Φ+⋅=⋅

& (40)



79

Figura nr. 56: Bilanţul energetic şi de masă al vaporizatorului

• Pompa de soluţie

Figura nr. 57: Bilanţul energetic şi de masă al pompei de soluţie

Bilanţul masic

14131413 ξξξξ =⇒⋅=⋅ mSBmSB QQ (41)

Bilanţ energetic

1314

1413

hhlhQPhQ

k

mSBkmSB

−=⇒⋅=+⋅

(42)



80

• Schimbătorul de căldură ţeavă în ţeavă

În cazul schimbătorului de căldură ţeavă în ţeavă schimburile de energie sunt interne. Relaţiile de bilanţ se pot exprima, în mod simplificat, după cum urmează:

10976 ; ξξξξ == (43)

10796 hhhh +=+ (44)

Figura nr. 58: Bilanţul schimbătorului de căldură tip ţeavă în ţeavă



81

Capitolul 4. Prezentarea şi prelucrarea datelor măsurate 4.1. Senzori şi aparatură de măsură Pentru monitorizarea funcţionării celor 2 instalaţii se utilizează mai multi senzori şi instrumente de măsură după cum urmează:

- termocupluri tip K, pentru măsurarea temperaturilor; - manometre pentru măsurarea presiunii în instalaţie; - debitmetru cu ultrasunete pentru monitorizarea debitului de apă; - piranometru pentru măsurarea radiaţiei solare totale, în dreptul panourilor solare; - anemometru pentru măsurarea vitezei aerului;

În cadrul instalatiei sunt montate termocupluri, atât pe intrarea şi ieşirea principalelor echipamente componente, cât şi pe partea de panouri solare-rezervor de amestec.

Senzorii de temperatură NiCr- Ni de tip T190-0, produşi de firma Ahlborn, prezintă conectori cu clame, se leagă la un aparat de achiziţie a datelor tip Almemo şi dispun de următoarele caracteristici:

- temperatură de lucru: -25 … 400 ºC; - izolaţia celor doi conductori este realizată cu fibră de sticlă; - diametrul exterior 2,1 mm.

Termocuplurile sunt alcătuite din doi conductori din materiale diferite, respectiv Ni şi Cr, iar la apariţia unei diferenţe de temperatură între sudurile din capete, în circuit apare o tensiune electromotoare pe care aparatul o converteşte în valoare de temperatură.

Figura nr. 59: a. Poziţionarea senzorilor de măsură la instalaţia acţionată solar b.Poziţionarea senzorilor de măsură la instalaţia acţionată de arzătorul pe gaz



82

În Figura nr. 59 în care sunt prezentate cele 2 instalaţii, cea modificată situată în interiorul Laboratorului de Termotehnică, şi cea funcţionând pe gaz, situată pe acoperişul laboratorului, se poate observa modalitatea de montare a senzorilor de temperatură şi a manometrelor.

Aparatul de achiziţie a datelor este de tip Almemo 5590, cu 30 de intrări şi 6 ieşiri. Acest aparat se poate observa în Figura nr. 60.

Aparatul se poate conecta la un calculator prin intermediul unui cablu de achiziţie a datelor, unde, datele pot fi stocate, fie în programul devotat, fie în fişiere tip excel. Se pot afişa informaţii despre valorile maxime, minime sau medii a unei mărimi măsurate şi de asemenea, se pot face direct grafice de evoluţie a parametrilor în timp.

Figura nr. 60: Aparat de achiziţie a datelor, tip Almemo 5590

Presiunea este măsurată cu manometre tip Bourdon. Acest tub de forma curbată şi de secţiune ovală se deformează atât în secţiune cât şi în deschidere sub acţiunea presiunii. Deformările sunt transmise printr-un mecanism cu roţi dinţate la axul acului indicator, care transformă mişcarea de rotaţie în unităţi de presiune, 7.

În Figura nr. 61 se prezintă poziţionarea unui manometru tip Bourdon pentru citirea presiunii în deflegmator, valoare echivalentă cu presiunea înaltă din instalaţie.

Figura nr. 61: Poziţionare manometru tip Bourdon pentru

măsurarea temperaturii din deflegmator



83

Radiaţia totală, definită ca suma dintre radiaţia directă şi radiaţia difuză, este măsurată cu un piranometru cu radiaţie totală. Acesta captează atât undele de lungime scurtă, unde UV-B, cât şi undele IR.

Senzorul de masură este protejat de un înveliş de plastic, protejat contra apei de ploaie, sau şocurilor şi se gaseste într-o cutie de protecţie din aluminiu. Acest inveliş este transparent la radiaţia solară totală, fiind special conceput pentru măsuratori în exteriorul laboratorului.

Caracteristicile acestui senzor sunt:

- lungimea de undă: 400 … 1100 nm; - temperatura de operare: -25 … 60 ºC; - eroarea absolută: <10 %.

Poziţionarea piranometrului cu radiaţie totală este pe acoperişul Laboratorului de Termotehnică, în vecinătatea panourilor solare. (Figura 62)

Figura nr. 62: Poziţionare piranometru de radiaţie totală

Senzorul este aşezat într-un suport realizat astfel încât citirea să nu fie influenţată de eventualele umbriri.

În Tabelul nr. 4 este prezentat un exemplu de date măsurate cu ajutorul senzorului de radiaţie totală, pentru un interval de o oră, la mijlocul lunii septembrie.

12:24:23 1193 W/m2 12:45:23 1245 W/m2 13:06:23 1278 W/m2

12:25:23 1202 W/m2 12:46:23 1243 W/m2 13:07:23 1276 W/m2

12:26:23 1196 W/m2 12:47:23 1233 W/m2 13:08:23 1189 W/m2

12:27:23 1203 W/m2 12:48:23 1207 W/m2 13:09:23 1222 W/m2



84

12:28:23 1224 W/m2 12:49:23 1214 W/m2 13:10:23 1225 W/m2

12:29:23 1226 W/m2 12:50:23 1249 W/m2 13:11:23 1166 W/m2

12:30:23 1218 W/m2 12:51:23 1212 W/m2 13:12:23 1191 W/m2

12:31:23 1227 W/m2 12:52:23 1213 W/m2 13:13:23 1245 W/m2

12:32:23 1219 W/m2 12:53:23 1223 W/m2 13:14:23 1247 W/m2

12:33:23 1222 W/m2 12:54:23 1202 W/m2 13:15:23 1190 W/m2

12:34:23 1213 W/m2 12:55:23 1215 W/m2 13:16:23 1147 W/m2

12:35:23 1225 W/m2 12:56:23 1212 W/m2 13:17:23 1128 W/m2

12:36:23 1224 W/m2 12:57:23 1188 W/m2 13:18:23 1157 W/m2

12:37:23 1237 W/m2 12:58:23 1215 W/m2 13:19:23 1054 W/m2

12:38:23 1242 W/m2 12:59:23 1147 W/m2 13:20:23 1164 W/m2

12:39:23 1211 W/m2 13:00:23 1242 W/m2 13:21:23 1116 W/m2

12:40:23 1213 W/m2 13:01:23 1202 W/m2 13:22:23 1210 W/m2

12:41:23 1206 W/m2 13:02:23 1211 W/m2 13:23:23 1200 W/m2

12:42:23 1221 W/m2 13:03:23 1238 W/m2 13:24:23 1164 W/m2

12:43:23 1240 W/m2 13:04:23 1243 W/m2

12:44:23 1244 W/m2 13:05:23 1264 W/m2

Tabelul nr. 4: Radiaţia solară totală pentru un interval de o oră

Debitmetrul cu ultrasunete este utilizat pentru măsurarea debitului de apă răcită de vaporizatorul instalaţiei cât şi a debitului de apă provenit de la rezervorul de amestec. Debitmetrul este prevazut cu doi senzori care se montează direct pe conductă, unul din senzori emite un semnal iar în funcţie de timpul în care semnalul ajunge la cel de-al doilea senzor se determină debitul. Citirea depinde de tipul de agent care circulă în instalaţie (apă, apă cu etilen-glicol, etc.), de viteza agentului în conductă, temperatura acestuia, dar şi de materialul din care este realizată conducta respectivă, în cazul nostru PVC.

Este foarte importantă curăţarea conductei de eventualele impurităţi şi aplicarea unei paste conductive pe suprafaţa de contact a senzorilor.



85

Montajul senzorilor se poate face la 180° unul faţă de celălalt (montaj direct) sau pe aceeaşi parte a conductei (monaj reflectat), la o distanţă pe suportul gradat indicată de debitmetru după introducerea datelor corespunzătoare fiecărei citiri. Pentru cazul determinării debitului apei încălzite pe circuitul dintre rezervorul de amestec şi fierbătorul instalaţiei modificate am introdus în aparat următoarele valori:

- agentul de circulaţie: apa la 70 °C; - ţeava din PVC cu diametrul exterior de 1”; - tipul senzorului utilizat; - canalul de lucru; - metoda de măsurare.

Debitmetrul are urmatoarele caracteristici:

- eroare de 1 până la 2% din valoare, sau mai mică de 0,5 % în cazul în care aparatul este calibrat;

- intervalul de debit măsurat este între -12 … 12 m/s; - corectare automată a numarului Reynolds în funcţie de debitul raportat; - memorie internă de 200 kB pentru stocarea datelor măsurate; - repetabilitatea valorii indicate – mai bună de 0,5 %; - posibilitatea alegerii dintr-o gamă largă de unităţi de măsură afişate.

În Figura nr. 63 se prezintă un exemplu de montaj a debitmetrului cu ultrasunete pentru măsurarea debitului de apă caldă, care alimentează schimbătorul de căldură cu plăci, cu rol de fierbător, al instalaţiei frigorifice modificate.

a. b.

Figura nr.63: a. Poziţionarea senzorilor pe conductă b. Afişaj digital al debitmetrului cu ultrasunete



86

Cu ajutorul unui aparat de termoviziune, tip FLUKE TIR, s-au realizat poze în infraroşu în timpul funcţionării instalaţiei, care sunt prezentate în paralel cu imaginea reală, în Figura nr. 63.

a.

b.

Figura nr. 64: a. Vedere din faţă a instalaţiei b. Vedere laterală



87

Aparatul permite realizarea unor fotografii în domeniul -20 – 100 °C, de rezoluţie 640 x 480 pixeli.

Din Figura nr. 64a reiese faptul că, temperatura cea mai înaltă se atinge la suprafaţa deflegmatorului, care nu este izolat, precum şi pe conducta de ieşire a vaporilor de amoniac şi apă din fierbător. Este de observat buna izolaţie a schimbătorului de căldură în plăci, cu rol de fierbător, precum şi a conductelor de intrare- ieşire a apei fierbinţi, lucru care face ca pierderile de căldură spre exterior să fie nesemnificative.

Pentru Figura nr. 63b, intervalul temperaturii măsurate a fost micşorat, şi astfel se pot observa în partea din spate, preabsorbitorul instalaţiei (portocaliu) a cărui suprafaţă atinge o temperatură de 44,1 °C, conducta de alimentare cu vapori rectificaţi de amoniac, de temperatură ridicată (culoare roşie), a condensatorului, precum şi scăderea temperaturii vaporilor la parcurgerea serpentinelor condensatorului răcit cu aer.

Este de menţionat că imaginile în infraroşu s-au realizat în timpul regimului de funcţionare a instalaţiei cu temperatura apei răcite la ieşirea din vaporizator, de 8 °C. 4.2. Prezentarea şi modelarea matematică a datelor Datele măsurate în diferite puncte ale celor două instalaţii analizate se găsesc sub formă tabelară în Anexa 1.

Înregistrarea s-a realizat în timp real, prin conectarea aparatului de achiziţie a datelor la un computer prin intermediul unui soft de achiziţie. Datele au fost exportate în fişiere excel.

Au fost analizate 3 regimuri de funcţionare a celor 2 instalaţii, funcţie de temperatura apei răcite la ieşirea din vaporizator, 8/ 10 / 12 °C.

În timpul cercetărilor experimentale, având în vedere faptul că este o încercare comparativă, s-a urmărit obţinerea aceloraşi condiţii, aceeaşi încărcare cu agenţi a celor 2 echipamente şi aceeaşi temperatură exterioară.

Încercările au fost realizate iniţial asupra instalaţiei frigorifice acţionate de arzătorul pe gaz, pentru a se putea urmări evoluţia parametrilor, şi apoi, cu aceste date cunoscute, s-a urmărit reproducerea valorilor la instalaţia modificată şi acţionată de energie solară.

Temperatura apei răcite în vaporizator se citeşte pe displazul controllerului digital, pentru cazul instalaţiei acţionate pe gaz, şi cu ajutorul unor senzori, pentru instalaţia modificată. În calcule se vor utiliza valorile medii ale acestor temperaturi.



88

În graficele următoare este prezentată o analiza comparativă, pentru cele 3 regimuri de funcţionare a principalilor parametrii ai celor 2 instalaţii:

- temperatura soluţiei sărace la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz) respectiv rezervor de soluţie (instalaţia solară);

- temperatura vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz) respectiv rezervor de soluţie (instalaţia solară);

- temperatura soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor;

- temperatura vaporilor rectificaţi la ieşire din deflegmator;

- temperatura exterioară.

• Regimul de ieşire a apei răcite în vaporizator cu 8 °C

Figura nr. 65: Evoluţia temperaturii soluţiei sărace la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz), respectiv

rezervor de soluţie (instalaţia solară) şi a soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor

S-a optat pentru o astfel de grupare a temperaturilor, întrucât cele două puncte de măsură sunt utilizate la trasarea ciclului instalaţiei pe partea de soluţie lichidă, în diagrama entalpie- concentraţie.

Din analiza graficelor prezentate se poate observa că, prin modificarea constructivă realizată, se pot obţine, rezultate medii similare în diferite puncte ale ciclului de funcţionare a instalaţiei,8.

O diferenţă mai mare de valori se obţine pentru cazul vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din rezervorul de soluţie (iniţial fierbător)- Figura nr. 65. În configuraţia iniţială a instalaţiei, soluţia săracă era încălzită direct de arzătorul poziţionat la partea inferioară a fierbătorului.



89

În cazul instalaţiei modificate, arzătorul a fost scos din circuit, şi pentru a obţine aceeaşi temperatură a soluţiei sărace a fost necesară livrarea unei cantităţi mai mari de energie, prin intermediul apei fierbinţi, ducând astfel la o creştere a temperaturii vaporilor de amoniac şi apă.

Figura nr. 66: Evoluţia temperaturii vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din fierbător (instalaţia pe gaz),

respectiv rezervor de soluţie (instalaţia solară) şi a vaporilor rectificaţi la ieşirea din deflegmator

Fluctuaţiile de temperatură care se pot observa în cazul instalaţiei acţionate de arzătorul pe gaz sunt datorate faptului că instalaţia nu are o funcţionare continuă, ci are un anumit număr de porniri- opriri. Arzătorul funcţionează până la atingerea temperaturii necesare în fierbător, a cărei valoare este legată de regimul de funcţionare, apoi se opreşte. Următoarea pornire este comandată de sistemul de automatizare atunci când temperatura soluţiei din fierbător scade sub un anumit Δt prestabilit.

Având în vedere faptul că, la modificarea constructivă a instalaţiei acţionate de energie solară, a fost îndepărtată automatizarea, această instalaţie are o funcţionare continuă, de aici rezultând şi variaţia mică a parametrilor aferenţi acestei instalaţii, din figurile următoare.

Este de specificat faptul că, pe durata testărilor pentru acest regim de funcţionare, nu au fost înregistrate diferenţe importante între temperaturile exterioare.



90






În cazul regimului de funcţionare având temperatura de ieşire a apei răcite din vaporizator de 10 °C se poate observa din graficele prezentate că temperatura necesară a vaporilor de amoniac şi apă precum şi a soluţiei sărace sunt mai scăzute decât în primul caz analizat.

Se înregistrează o uşoară creştere a temperaturii soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor.



91

Odată cu creşterea temperaturii la care trebuie răcită apa în vaporizator scade şi timpul de funcţionare al arzătorului ce acţionează fierbătorul instalaţiei pe gaz, acest lucru având ca efect variaţii mai pronunţate ale profilelor temperaturilor din diferitele puncte analizate.

Diferenţele dintre temperaturile exterioare au fost, sub 1 °C pentru cele două instalaţii.








92

Dintre cele trei situaţii analizate, acest regim de funcţionare prezintă cele mai mari fluctuaţii de temperatură, în cazul instalaţiei pe gaz, datorită faptului că durata de timp dintre intervalele de pornire- oprire a instalaţiei este mai mare.

Pentru graficele prezentate în Figurile 69 şi 70 este de menţionat faptul că citirile de temperaturi au fost realizate la intervale mai mari de timp- 2 minute faţă de 1 minut în primele două cazuri

Întrucât simularea aceloraşi condiţii de funcţionare este dificilă pentru instalaţia solară, în lipsa unui sistem de automatizare, s-a optat la o reglare astfel încât să se poată obţine în punctele de măsură, valorile medii de temperatură întregistrate la instalaţia acţonată de arzător.

Modelarea datelor experimentale

• Regimul de ieşire a apei răcite în vaporizator cu 8 °C Din citirile valorilor pe echipamente şi datele prezentate anterior vom considera cunoscute următoarele date:

- temperaturile apei calde provenite din circuitul de panouri solare, la intrarea şi ieşirea din schimbătorul de căldură în plăci, tac1= 83,4 °C; tac2= 74,6 °C

- căldura specifică la temperatura medie a apei calde (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile apei la saturaţie), cp,ac=4,195 kJ/kgK

- temperaturile apei răcite în vaporizatorul instalaţiei, tar1= 12 °C; tar2= 8 °C

- căldura specifică la temperatura medie a apei răcite (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile apei la saturaţie), cp,ar= 4,191 kJ/kgK

- temperatura soluţiei sărace la ieşirea din rezervorul de soluţie, t3=80,1 °C

- temperatura soluţiei bogate la intrarea şi ieşirea din schimbătorul de căldură în plăci: t16= 46,7 °C; t17= 78,7 °C

- temperatura vaporilor rectificaţi la ieşirea din deflegmator egală cu temperatura refluxului din deflegmator, t5=t2= 51,8 °C

- temperatura soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, t12= 33,8 °C

- temperatura vaporilor de amoniac şi apă la intrarea în deflegmator, t1’’= 74,5 °C

- temperatura interioară, tint= 28,7 °C

- temperatura soluţiei prebogate la intrarea în absorbitor, t11= 65 °C

- puterea pompei de soluţie: Pk = 500 W



93

- presiunile de condensare şi vaporizare: pC= 15 bar; p0= 5 bar

Pentru cazul grupului condensator- absorbitor, se poate determina viteza medie a aerului de răcire, prin măsurarea vitezei în mai multe puncte, şi apoi, fiind cunoscut diametrul se poate determina debitul masic de aer de răcire.

În Figura nr. 71 se prezintă valorile obţinute la măsurarea vitezei în cele 17 puncte, pe refularea ventilatorului.

Figura nr.71 Valorile vitezelor aerului la refularea ventilatorului

Viteza medie rezultată este waer= 7,98 m/s.

Într-un mod similar se determină temperatura la evacuarea aerului, conform Figurii nr. 72.

Figura nr. 72 Valorile temperaturilor aerului la refularea ventilatorului

- Astfel, vom avea cunoscută temperatura medie la intrarea şi ieşirea aerului de răcire din ventilator, taer1= 28,7 °C; taer2= 33,5 °C



94

- căldura specifică la temperatura medie a aerului (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile aerului la presiunea atmosferică), cp,aer= 1,007 kJ/kgK

Cu ajutorul acestor date se poate ridica ciclul de funcţionare al instalaţiei, în diagrama h-ξ.

Pentru localizarea punctelor la care se face referire se poate utiliza Figura 47 în care este prezentată schema desfăşurată a instalaţiei.

Reprezentările în diagrame sunt prezentate în Anexa 2a.

Prin citire în diagramă se vor determina următorii parametri:

- concentraţia soluţiei sărace în amoniac, ξSS= 0,5= ξ3 = ξ4

- concentraţia soluţiei bogate în amoniac, ξSB= 0,54= ξ12 = ξ13= ξ14= ξ15= ξ16

- intervalul de degazare: Δξ= 0,04

- concentraţia vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din rezervorul de soluţie: ξ1’’= 0,985

- concentraţia vaporilor de amoniac rectificaţi la ieşirea din deflegmator: ξ5= 0,998= ξ6= ξ7= ξ8= ξ9= ξ10 (citită la intersecţia temperaturii vaporilor rectificaţi cu temperatura de condensare);

- entalpia soluţiei sărace, h3= h4 = 72 kcal/kg= 301,4 kJ/kg (laminare izentalpică)

- entalpia soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, h12= h13= 20 kcal/kg= 83,74 kJ/kg

- entalpia soluţiei bogate la intrarea în fierbător, h16= 33 kcal/kg= 146,5 kJ/kg

- entalpia soluţiei prebogate la intrarea în absorbitor, h11= 57 kcal/kg= 230,3 kJ/kg

- entalpia vaporilor de amoniac şi apă la ieşirea din rezervorul de soluţie, h1’’= 428 kcal/kg= 1792 kJ/kg

- entalpia vaporilor de amoniac rectificaţi la ieşirea din deflegmator, h5= 410 kcal/kg= 1717 kJ/kg

- entalpia condensului de amoniac la intrarea în vaporizator, h8= h7= 86 kcal/kg= 360,1 kJ/kg

- entalpia condensului de amoniac la ieşirea din condensator, h6= 128 kcal/kg= 540,1 kJ/kg

- entalpia vaporilor de amoniac la ieşirea din vaporizator, h9= 410 kcal/kg= 1717 kJ/kg

- entalpia refluxului la ieşirea din deflegmator, h2= 70 kcal/kg=293,1 kJ/kg

- entalpia soluţiei bogate la ieşirea din deflegmator, h15= 31 kcal/kg= 129,8 kJ/kg



95

Cu ajutorul parametrilor măsuraţi şi a citirilor efectuate în diagramă se poate proceda la efectuarea calculului pentru determinarea valorilor necunoscute, efectuarea bilanţului şi determinarea coeficientului de performanţă.

• Temperaturile de condensare şi vaporizare

Pentru valorile presiunilor de condensare şi vaporizare: pC= 15 bar; p0= 5 bar,valorile corespondente ale temperaturilor sunt tC= 39 °C; t0= 5 °C.

Rezultă variaţiile de temperatură ale agenţilor în vaporizator şi condensator de Δt0= 3 °C şi ΔtC= 5,5 °C

• Determinarea puterii de absorbţie şi condensare

Este necesară determinarea debitului masic de aer vehiculat de ventilatorul cu diametrul d= 0,7 m pentru determinarea sumei dintre cele două puteri ( absorbitorul şi condensatorul formează un grup comun răcit de acelaşi ventilator).

07,3385,098,74

2

=⋅=⋅

⋅=⋅=dwSwV π& m3/s (45)

563,3151,107,3 =⋅=⋅= ρVmaer&& kg/s (46)

Suma puterilor de absorbţie şi condensare se determină din relaţia de bilanţ.

09,178,4007,1536,3, =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ + aeraerpaerCA tcm& kW (47)

• Determinarea puterii fierbătorului

Debitul masic al apei calde s-a determinat cu ajutorul debitmetrului cu ultrasunete montat pe conducta de tur. În figura 62 prezentată anterior se poate observa poziţia de montare.

14,268,8195,4708,0, =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ acacpacF tcm& kW (48)

• Determinarea puterii frigorifice

Debitul masic al apei răcite s-a determinat cu ajutorul debitmetrului cu ultrasunete.

35,134191,4777,0,0 =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ ararpar tcm& kW (49)

• Factorul de circulaţie

45,125,054,05,0998,05 =

−−

=−−

=SSSB

SSfξξξξ (50)



96

• Refluxul specific

051,073,0985,0

985,0998,0

2''1

''15 =−−

=−−

=ξξξξr (51)

• Debitul masic de amoniac

Debitul masic de amoniac se determină din bilanţul energetic al vaporizatorului, prezentat în Figura 56.

0098,057,1356

35,13)( 08900 ==⇒−⋅=Φ mm QhhQ kg/s (52)

• Debitul masic de soluţie bogată

122,00098,045,12 =⋅=⋅= momSB QfQ kg/s (53)

• Debitul masic de soluţie săracă

112,00098,0122,0 =−=−= momSBmSS QQQ kg/s (54)

• Determinarea puterii de condensare şi de absorbţie

Din bilanţul termic al condensatorului prezentat în Figura 53 se poate determina puterea de condensare, după cum urmează:

57,111,11810098,0)( 650650

=⋅=−⋅=Φ⇒−=Φ hhQhhQ mC

m

C kW (55)

Utilizând rezultatul din relaţia (60) se poate determina puterea de absorbţie:

56,557,1109,17 =−=Φ−Φ=Φ + CCAA kW (56)

• Entalpia vaporilor reci de amoniac după schimbătorul tub în tub

Rezultă din bilanţul schimbătorului de căldură tip tub în tub, prezentat în Figura 57.

8,189279610 =−+= hhhh kJ/kg (57)

• Puterea deflegmatorului

Entalpia soluţiei bogate după pompa de soluţie rezultă din bilanţul termic al pompei de soluţie, prezentat în Figura 56.

74,881,0

5,0187,4201,01214 =

+⋅⋅=

+⋅=

mSB

KmSB

QPhQh kJ/kg (58)



97

Puterea deflegmatorului se determină utilizând relaţia:

26,203)4,28(45,1267,17164,322051,004,1792)051,01( =−⋅+−⋅−⋅+=DFq& kJ/kg (59)

99,10 =⋅=Φ mDFDF Qq& kW (60)

• Puterea preabsorbitorului


18,1351,0

998,05,0)145,12()1(

11

104 =+⋅−

=+⋅−

=ξ

ξξff SPB (61)

În continuare, utilizând bilanţul energetic vom determina puterea preabsorbitorului:

62,2101189329,23018,13)7,16(45,12464,30145,11)()1( 101116154

=+⋅−−⋅+⋅=⇒+⋅−−⋅+⋅−=

PA

SPBPA

qhhfhhfhfq

&

& kJ/kg (62)

6,200 =⋅=Φ mPAPA Qq& kW (63)

• Bilanţul instalaţiei

În cazul în care valorile obţinute sunt corecte, bilanţul instalaţiei trebuie să se închidă cu o eroare mai mică de 5 %. Avem:

⇒Φ+Φ+Φ+Φ=+Φ+Φ DFCPAAPSF P0

99,157,116,2056,55,014,2635,13 +++=++ (64)

Bilanţul se închide cu o eroare de 0,67 %.

• Coeficientul de performanţă

503,05,014,26

35,130 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (65)



98



- căldura specifică la temperatura medie a apei calde (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile apei la saturaţie), cp,ac= 4,187 kJ/kgK

- temperaturile apei răcite în vaporizatorul instalaţiei, tar1= 13,2 °C; tar2= 10 °C


- temperatura soluţiei sărace la ieşirea din rezervorul de soluţie, t3= 73,1 °C


- temperatura vaporilor rectificaţi la ieşirea din deflegmator egală cu temperatura refluxului, t5= t2= 48 °C

- temperatura soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, t12= 34 °C



- temperatura soluţiei prebogate la intrarea în absorbitor, t11= 57,1 °C


- presiunile de condensare şi vaporizare: pC= 14 bar; p0= 5,5 bar

- Temperatura medie la intrarea şi ieşirea aerului de răcire din ventilator se determină conform metodologiei prezentate anterior. Vom avea: taer1= 26,4 °C; taer2= 30,48 °C

- căldura specifică la temperatura medie a aerului (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile aerului la presiunea atmosferică), cp,aer= 1,007 kJ/kgK



99

Fig. 73 Valorile temperaturilor aerului la refularea ventilatorului


Reprezentarea în diagramă este prezentată în Anexa 2b.

Prin citire în diagramă se vor determina următorii parametrii:





- concentraţia vaporilor de amoniac rectificaţi la ieşirea din deflegmator: ξ5= 0,998= ξ6= ξ7= ξ8= ξ9= ξ10

- entalpia soluţiei sărace, h3= h4 = 68 kcal/kg= 284,7 kJ/kg (laminare izentalpică)

- entalpia soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, h12= h13= 23 kcal/kg= 96,3 kJ/kg





- entalpia condensului de amoniac la intrarea în vaporizator, h8= h7= 88 kcal/kg= 368,5 kJ/kg



100



- entalpia refluxului la ieşirea din deflegmator, h2= 70 kcal/kg=293,1 kJ/kg



Pentru valorile presiunilor de condensare şi vaporizare: pC= 14 bar; p0= 5,5 bar,valorile corespondente ale temperaturilor sunt tC= 36,5 °C; t0= 7 °C.

Rezultă variaţiile de temperatură ale agenţilor în vaporizator şi condensator de Δt0= 3 °C şi ΔtC= 6,02 °C


Debitul masic de aer este calculat în relaţia (45).

Suma puterilor de absorbţie şi condensare se determină din relaţia de bilanţ.

53,1408,4007,1536,3, =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ + aeraerpaerCA tcm& kW (66)




42,102,3189,4777,0,0 =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ ararpar tcm& kW (68)


95,1152,056,052,0998,05 =

−−

=−−

=SSSB

SSfξξξξ

(69)


032,074,099,099,0998,0

2''1

''15 =−−

=−−

=ξξξξr (70)


0077,021,1348

74,10)( 08900 ==⇒−⋅=Φ mm QhhQ kg/s (71)



101


092,00077,095,11 =⋅=⋅= momSB QfQ kg/s (72)


0843,00077,0092,0 =−=−= momSBmSS QQQ kg/s (73)


Din bilanţul termic al condensatorului prezentat în Figura 53 se poate determina puterea de condensare, după cum urmează:

28,985,12050077,0)( 650650


m

C kW (74)

Utilizând rezultatul din relaţia (64) se poate determina puterea de absorbţie:

25,528,953,14 =−=Φ−Φ=Φ + CCAA kW (75)


Rezultă din bilanţul schimbătorului de căldură tip tub în tub, prezentat în Figura 58.

3,185979610 =−+= hhhh kJ/kg (76)


69,98076,0

5,0187,422076,01214 =

+⋅⋅=

+⋅=

mSB

KmSB

QPhQh kJ/kg (77)

Puterea deflegmatorului se determină după cum urmează:

55,253)11,31(95,11174,168371,284032,0353,1754)032,01( =−⋅+−⋅−⋅+=DFq& kJ/kg (78)

95,10 =⋅=Φ mDFDF Qq& kW (79)



62,1254,0

998,052,0)195,11()1(

11

104 =+⋅−

=+⋅−

=ξ

ξξff SPB (80)



102

În continuare, utilizând bilanţul energetic se va determina puterea preabsorbitorului:

91,20943,18598,19662,12)34,33(95,11716,28495,10)()1( 101116154

=+⋅−−⋅+⋅=⇒+⋅−−⋅+⋅−=

PA

SPBPA

qhhfhhfhfq

&

&kJ/kg (81)

13,160 =⋅=Φ mPAPA Qq& kW (82)



95,128,913,1625,55,045,2042,10 +++=++ (83)



489,05,045,20

24,100 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (84)



103



- căldura specifică la temperatura medie a apei calde (valoare extrasă din tabelul cu proprietăţile apei la saturaţie), cp,ac= 4,187 kJ/kgK

- temperaturile apei răcite în vaporizatorul instalaţiei, tar1= 14,9 °C; tar2= 12 °C


- temperatura soluţiei sărace la ieşirea din rezervorul de soluţie, t3= 71,7 °C


- temperatura vaporilor rectificaţi la ieşirea din deflegmator, t5= t3= 45,8 °C

- temperatura soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, t12= 36,6 °C



- temperatura soluţiei prebogate la intrarea în absorbitor, t11= 47,6 °C


- presiunile de condensare şi vaporizare: pC=14 bar; p0= 6 bar

- Temperatura aerului la intrarea şi ieşirea din ventilator: taer1= 26,4 °C; taer2= 30,48 °C

- căldura specifică la temperatura medie a aerului cp,aer= 1,007 kJ/kgK


Reprezentarea în diagramă este prezentată în Anexa 2c.

Prin citire în diagramă se vor determina următorii parametrii:






104


- concentraţia vaporilor de amoniac rectificaţi la ieşirea din deflegmator: ξ5= 0,998= ξ6= ξ7= ξ8= ξ9= ξ10

- entalpia soluţiei sărace, h3= h4 = 67 kcal/kg = 280,5 kJ/kg (laminare izentalpică)

- entalpia soluţiei bogate la ieşirea din absorbitor, h12= h13= 27 kcal/kg= 113 kJ/kg





- entalpia condensului de amoniac la intrarea în vaporizator, h8= h7= 92 kcal/kg =385,2 kJ/kg



- entalpia refluxului la ieşirea din deflegmator, h2= 68 kcal/kg= 284,7 kJ/kg



Pentru valorile presiunilor de condensare şi vaporizare: pC= 14 bar; p0= 6 bar,valorile corespondente ale temperaturilor sunt tC= 36,5 °C; t0= 9 °C.

Rezultă variaţiile de temperatură ale agenţilor în vaporizator şi condensator de Δt0=3 °C şi ΔtC= 6,02 °C


Suma puterilor de absorbţie şi condensare este dată în relaţia (64).





105


44,99,2188,4777,0,0 =⋅⋅=Δ⋅⋅=Φ ararpar tcm& kW (86)


7,1153,057,053,0998,05 =

−−

=−−

=SSSB

SSfξξξξ

(87)


032,074,099,099,0998,0

2''1

''15 =−−

=−−

=ξξξξr (88)


0071,061,1328

44,9)( 08900 ==⇒−⋅=Φ mm QhhQ kg/s (89)


083,00071,07,11 =⋅=⋅= momSB QfQ kg/s (90)


076,00071,0083,0 =−=−= momSBmSS QQQ kg/s (91)


41,89,11840071,0)( 650650


m

C kW (92)

Utilizând rezultatul obţinut în relaţia (64) se poate determina puterea de absorbţie:

12,641,853,14 =−=Φ−Φ=Φ + CCAA kW (93)


2,185579610 =−+= hhhh kJ/kg (94)


07,119083,0

5,0187,427083,01214 =

+⋅⋅=

+⋅=

mSB

KmSB

QPhQh kJ/kg (95)



106

39,130)1,19(7,113,17087,284032,035,1754)032,01( =−⋅+−⋅−⋅+=DFq& kJ/kg (96)

93,00 =⋅=Φ mDFDF Qq& kW (97)


12,1255,0

998,053,0)17,11()1(

11

104 =+⋅−

=+⋅−

=ξ

ξξff SPB (98)

46,26832,185511,15912,12)94,20(7,1153,2807,10)()1( 101116153

=+⋅−−⋅+⋅=⇒+⋅−−⋅+⋅−=

PA

SPBPA

qhhfhhfhfq

&

& kJ/kg (99)

05,190 =⋅=Φ mPAPA Qq& kW (100)



93,041,805,1912,65,012,2344,9 +++=++ (101)



4,05,012,23

44,90 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (102)

Datele obţinute în urma calculelor realizate sunt sistematizate în tabelele centralizatoare prezentate în cele ce urmează:

107

Punct

Mărime 1/17 1” 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12/13 14 15 16

t °C 78,7 74,5 51,8 80,1 - 51,8 40 30 4 13 23 65 33,8 36 40 46,7

h kJ/kg 293,1 1792 293,1 301,4 301,4 1717 540,1 360,1 360,1 1717 1893 230,3 83,74 88,74 129,8 146,5

ξ - - 0,985 0,73 0,5 0,5 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,51 0,54 0,54 0,54 0,54

x - - 1 0 0 0 1 0 0 0 1 1 0 0 0 0 0

p bar 15 15 15 15 5 15 15 15 5 5 5 5 5 15 15 15

Tabelul 5. Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei răcite la ieşire din vaporizator de 8 °C Punct

Mărime 1/17 1” 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12/13 14 15 16

t °C 72,2 69,7 48 73,1 - 48 35 25 7 15 25 57,1 34 36 39 44,5

h kJ/kg 251,2 1767 293,1 284,7 284,7 1717 510,8 368,5 368,5 1717 1859 196,8 96,3 98,69 129,8 163,2

ξ - - 0,99 0,74 0,52 0,52 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,54 0,56 0,56 0,56 0,56

x - - 1 0 0 0 1 0 0 0 1 1 0 0 0 0 0

p bar 14 14 14 14 5,5 14 14 14 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 14 14 14

Tabelul 6. Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei răcite la ieşire din vaporizator de 10 °C



108

Punct

Mărime 1/17 1” 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12/13 14 15 16

t °C 69,5 67,8 45,8 71,7 - 45,8 38 28 9 17 27 47,6 36,6 38 39,5 41,7

h kJ/kg 259,6 1759 284,7 280,5 280,5 1708 523,4 385,2 385,2 1717 1855 159,1 113 119,1 138,2 159,1

ξ - - 0,99 0,74 0,53 0,53 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,998 0,55 0,57 0,57 0,57 0,57

x - - 1 0 0 0 1 0 0 0 1 1 0 0 0 0 0

p bar 14 14 14 14 6 14 14 14 6 6 6 6 6 14 14 14

Tabelul 7. Centralizator pentru rezultatele obţinute în cazul temperaturii apei răcite la ieşire din vaporizator de 12 °C

109

În cele ce urmează sunt prezentate grafice comparative funcţie de rezultatele obţinute în urma modelării matematice a funcţionării instalaţiei, în cele 3 regimuri de lucru.

Figura nr.74 Variaţia COP-ului cu temperatura apei reci la ieşire din vaporizator

Figura nr.75 Variaţia puterii frigorifice cu temperatura apei reci la ieşire din vaporizator

Figura nr.76 Variaţia puterii condensatorului cu temperatura apei reci la ieşire din vaporizator



110

Figura nr.77 Variaţia puterii fierbătorului cu temperatura apei reci la ieşire din vaporizator

În urma analizei graficului din Figura nr. 75, reiese faptul că puterea frigorifică a maşinii cu absorbţie acţionată cu energie solară, scade odată cu creşterea temperaturii apei răcite la ieşirea din vaporizator, atingând o valoare maximă în timpul experimentelor de 13,4 kW.

Cel mai bun coeficient de performanta, de 0,5 se obţine de asemenea în regimul de răcire a apei până la temperatura de 8 °C, şi are o variaţie invers proporţională cu creşterea temperaturii apei răcite, la ieşire din maşina frigorifică.

Spre deosebire de ceilalţi parametrii analizaţi, puterea fierbătorului nu are un profil descrescător, ci variază în jurul unei medii de 23 kW.

Rezultatele obţinute în urma analizei grafice a celor 3 regimuri de funcţionare conduc la concluzia că, funcţionarea cea mai eficientă a instalaţiei frigorifice analizate este în regimul de ieşire a apei răcite din vaporizator cu temperatura de 8 °C.



111

• Comparaţie între COP-urile celor două tipuri de instalaţii

Pentru determinarea COP-ului instalaţiei care utilizează arzătorul pentru fierberea soluţiei bogate, este necesar să se cunoască consumul de gaz.

Consumul nominal de gaz este, conform producătorului de 2,68 m3/h. Se va considera acest consum aferent regimului de funcţionare a instalaţiei cu temperatura apei răcite la ieşirea din vaporizator de 8 °C. Pentru regimurile de funcţionare având ieşirea apei răcite din vaporizator de 10 respectiv 12 °C se va considera un consum mai scăzut, întrucât durata de funcţionare a arzătorului scade cu scăderea temperaturii soluţiei bogate.


Avem cunoscute:

- consumul nominal de gaz, dat de producător, de 2,68 m3/h ;

- puterea calorică superioară (din factura prezentată în Anexa 5);

- puterea arzătorului: Parzător = 28,93 kW

În condiţiile valorilor puterii frigorifice şi a puterii pompei de soluţie, similare cu ale instalaţiei acţionate solar, vom avea:

454,05,093,28

35,130 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (103)


În cazul acestui regim de funcţionare se aproximează o scădere a consumului de gaz cu 0,3 m3/h

Puterea arzătorului este: Parzător = 27,37 kW

Coeficientul de performanţă va fi:

391,05,069,25

24,100 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (104)


În cazul acestui regim de funcţionare se aproximează o scădere a consumului de gaz cu 0,6 m3/h faţă de prima situaţie analizată.

Puterea arzătorului: Parzător = 22,45 kW



112

Coeficientul de performanţă va fi:

41,05,045,22

44,90 =+

=+ΦΦ

=PSF P

COP (105)

În ceea ce priveşte rezultatele obţinute, se subliniază încă o dată faptul că acest consum de gaz pentru al 2-lea şi al 3- lea regim studiat, este unul aproximativ, în funcţie de timpul de funcţionare al arzătorului de pe parcursul unei ore, întrucât nu se dispune de un contor pe conducta de alimentare cu gaz a maşinii frigorifice.

În Figura nr. 78 se prezintă un studiu comparetiv între variaţia coeficienţilor de performanţă în cazul maşinii frigorifice acţionată solar şi respectiv pe gaz.

Figura nr. 78 Comparaţie între COP-urile celor 2 tipuri de instalaţii,

obţinute pentru cele 3 regimuri de funcţionare

Din analiza prezentată rezultă avantajele modificării constructive realizate. Pe lângă avantajele eliminării emisiilor de poluanţi şi a consumului de energie convenţională, necesar pentru fierberea soluţiei bogate în generatorul de vapori, instalaţia acţionată solar poate oferi şi un coeficient de performanţă mai ridicat, în primele două cazuri studiate, şi un coeficient de performanţă apropiat de cel al instalaţiei acţionată de gaz, pentru ultimul caz studiat.

Trebuie avut în considerare faptul că, pentru coeficienţii de performanţă corespunzători instalaţiei acţionate solar, s-a studiat cazul în care circuitul de panouri solare acoperă complet necesarul de temperatură de la fierbător. În cazul în care apa caldă din rezervorul de amestec ar fi preparată bivalent, şi cu ajutorul cazanului, aceste valori ale COP-urilor ar scădea, funcţie de consumul de combustibil aferent arzătorului cazanului respectiv.



113

4.3. Compararea datelor obţinute în urma interpretării matematice a rezultatelor experimentale cu cele obţinute în urma modelării cu softul EES Pentru compararea cu rezultatele experimentale s-a simulat prin intermediul softului EES regimul de funcţionare a instalaţiei, cu temperatura de ieşire a apei răcite din vaporizator de 8 ºC.

Programul de simulare este prezentat în Anexa 3 a prezentei lucrări.

În Figura nr. 79 sunt prezentate rezultatele obţinute în urma rulării programului.

În prima parte a programului scris , s-au introdus ca parametrii de intrare mărimile măsurate cu ajutorul termocuplurilor, care au fost considerate cunoscute şi la efectuarea calculelor cu ajutorul diagramelor.

Utilizând funcţia CALLNH3H2O pentru cele mai importante puncte ale ciclului instalaţiei, s-au putut determina proprietăţile punctelor respective. Rezultatele obţinute au fost utilizate pentru rezolvarea bilanţurilor pe echipamentele instalaţiei, în vederea determinării puterii acestora.

În final se determină coeficientul de performanţă al instalaţiei pentru situaţia analizată şi se realizează bilanţul general pe echipamente pentru a se verifica eroarea de calcul.

Entalpiile specifice rezultate se vor amenda cu coeficienţii de corecţie definiţi în subcapitolul 2.3, pentru a putea fi comparaţi ulterior cu rezultatele obţinute din calcul.

Se va realiza un tabel comparativ, pentru a se putea observa, în paralel, valorile principalilor parametrii, daţi de softul EES şi respectiv din calcul.



114



115

Figura nr. 79. Fereastra cu rezultatele obţinute în urma rulării programului scris în EES

În cele ce urmează se prezintă un tabel comparativ între rezultatele obţinute în urma interpretării matematice a rezultatelor măsurate şi cele date de programul de simulare, pentru parametrii principali. În cazul entalpiilor specifice au fost aplicaţi coeficienţii de corecţie aferenţi.



116

Parametru

Sursă

Qm0 kg/s

QmSS kg/s

QmSB kg/s

f -

Ф0 kW

Ф A+C kW

ФF kW

Calcul bazat pe datele

experimentale 0,0098 0,112 0,122 12,45 13,35 17,13 26,14

EES 0,01176 0,1317 0,1435 12,2 13,02 17,22 26,13

Parametru

Sursă

ФPA kW

ФDF kW

COP -

Calcul bazat pe datele

experimentale20,6 1,99 0,503

EES 19,14 2,55 0,489

Tabelul nr.8 Comparaţie între valorile obţinute Diferenţele de valori care apar sunt rezultatul unor erori de citire în diagrama entalpie- concentraţie. Din eroarea aferentă factorului de circulaţie, se poate trage concluzia că valorile citite pentru concentraţii sunt foarte apropiate de cele obţinute în urma simulării.

Condensatorul şi absorbitorul instalaţiei formează un grup comun, răcit de acelaşi ventilator. Drept urmare, puterile lor se pot cumula, cele două rezultatele obţinute fiind asemănătoare.

Motivele erorilor ridicate între valorile obţinute la calculul puterii preabsorbitorului şi deflegmatorului sunt eventuale erori de citire ale entalpiilor specifice în diagramă. De exemplu, o scădere a valoarii citite pentru entalpia h15 va duce la creşterea puterii preabsorbitorului, respectiv la micşorarea puterii deflegmatorului, rezultând erori mult mai scăzute.

Erorile corespunzătoare debitelor de soluţie săracă şi bogată rezultă din eroarea rezultată pentru cazul debitului de agent frigorific. Acesta depinde de entalpiile h8 si h9 unde este posibil să fi intervenit erori de citire şi de puterea frigorifică, a cărei eroare de calcul este de 2,57 %. Cumulul acestor erori duce la diferenţa de rezultate obţinută.



117

4.4. Cercetări experimentale asupra sistemului de alimentare cu energie solară Sistemul de alimentare a fierbătorului cu apă caldă preparată în rezervorul de amestec este prezentat în Figura 80.

Figura nr. 80: Sistemul de preparare a apei fierbinţi de alimentare a fierbătorului maşinii frigorifice

Amestecul de apă cu etilenglicol, 20 %, încălzit în circuitul de panouri solare cedează căldura apei din rezervorul de stocare, de capacitate 4000 l. Din rezervorul de stocare apa este pompată în rezervorul de amestec, acolo unde, în cazul în care nu dispunem de temperatura necesară la maşina frigorifică, apa va fi încălzită cu ajutorul unei surse auxiliare, un cazan de fabricaţie Hoval , de putere nominală maximă 45,3 kW.

Din rezervorul de amestec, apa caldă preparată este trimisă în fierbătorul instalaţiei frigorifice cu absorbţie, acolo unde va exista o cădere de temperatură de Δt ≈ 8,5 °C, în cazul regimului de ieşire a apei răcite din vaporizator cu temperatura de 8 °C.

După cedarea căldurii soluţiei bogate în amoniac, apa ajunge înapoi în rezervorul de stocare şi circuitul se reia.



118

Temperaturile la intrarea şi ieşirea din principalele echipamente vor fi monitorizate cu ajutorul unor termocupluri, iar scopul acestei monitorizări este acela de a identifica măsura în care necesarul de căldură de la fierbătorul maşinii frigorifice cu absorbţie poate fi acoperit de către panourile solare.

Instalaţia cu absorbţie este destinată preparării apei reci pentru climatizarea spaţiilor pe parcursul unei zile de lucru, care se desfăşoară, în general, între orele 08.00- 16.00.

Drept urmare, monitorizarea s-a realizat între aceste ore, într-o zi în care radiaţia solară totală a avut valori medii.

Monitorizarea este prezentată în Anexa 4a a acestei lucrări, iar în continuare este prezentat un grafic ce evidenţiază evoluţia temperaturii pe parcursul zilei analizate.

60

65

70

75

80

85

90

95

100

105

110

08:10

:47

08:50

:48

09:30

:48

10:10

:47

10:50

:47

11:30

:47

12:10

:48

12:50

:48

13:30

:47

14:10

:47

14:50

:47

15:30

:48

ora

tem

pera

tura

retur SC- spre panouri solare

tur panouri solare- SC

retur rezervor stocare- SC

tur SC- rezervor de stocare

ieşire rezervor spre maşinafrigorif ică

Figura nr. 81 Monitorizarea temperaturilor din circuitul solar

Se poate observa faptul că temperatura maximă pe turul de la panourile solare este de 108,2 ºC, iar temperatura maximă atinsă la ieşirea din rezervor spre maşina frigorifică cu absorbţie este de 89,5 ºC şi se atinge în jurul orei 14.



119

Trebuie ţinut cont de faptul că variaţia temperaturilor a fost studiată într-o zi cu vreme variabilă, în care intensitatea radiaţiei solare nu a atins valori maxime, iar temperatura exterioară s-a situat în jurul valorii de 26 ºC.

În Anexa 4b se prezintă analiza alimentării instalaţiei din punct de vedere a fluxurilor termice livrate de captatorii solari şi de cazan. Se consideră cunoscute debitul de amestec apă- etilenglicol, 0,34m =& kg/s, precum şi căldura specifică a acestuia, 4,03pc = kJ/kgK (Ake

Melinder 2).

Din Figura nr. 82 reiese participarea fiecăruia din componentele sistemului bivalent în [kW].

Fluxuri livrate instalaţiei frigorifice

0,00

5,00

10,00

15,00

20,00

25,00

30,00

35,00

40,00

08:10

:47

08:40

:47

09:10

:47

09:40

:47

10:10

:47

10:40

:48

11:10

:48

11:40

:48

12:10

:48

12:40

:47

13:10

:47

13:40

:47

14:10

:47

14:40

:47

15:10

:47

15:40

:47

ora

fluxu

l [kW

]

f lux livrat de captatori solari

f lux livrat de cazan

Figura nr. 82 Componentele fluxului de căldură livrat fierbătorului instalaţiei

Rezultă, pentru ziua analizată, o medie de putere livrată de cazan de 9,12 kW.

Acest consum de este de 3,38 ori mai mic decât în cazul în care instalaţia ar funcţiona exclusiv pe baza arzătorului acţionat de gaz natural.

Variaţia temperaturii din rezervorul de stocare timp de 24 de ore este prezentată în Figura nr. 83.



120

Figura nr.83 Evoluţia temperaturii apei la ieşirea din rezervor timp de 24 ore

În general, pe timpul sezonului cald, temperatura la partea superioară a rezervorului de stocare poate atinge temperatura de 110 ºC.

Din Figura nr. 83 se poate observa creşterea temperaturii la partea superioară a rezervorului pe parcursul zilei, scăderea având loc începând cu ora 17. Motivul diferenţei crescute de temperatură este acela că grupul de pompare a funcţionat pe timul nopţii, astfel disipându-se în circuitul de panouri solare căldura acumulată pe timpul zilei. O măsură care se recomandă, este oprirea pompelor de pe circuitul solar, pe timpul nopţii pentru a păstra constantă temperatura în rezervorul de stocare.



121

4.5 Analiza economică Prin analiza economică realizată se urmăreşte determinarea perioadei minime de amortizare a investiţiei necesare pentru realizarea modificării constructive a instalaţiei.

În cele ce urmează se prezintă o estimare a preţului investiţiei, conform preţurilor date de producători. Lista de echipamente necesare este prezentată în Tabelul nr. 8.

Echipament

Preţ

euro

Preţ

lei

Panouri solare 30 buc. 10500 44100

Rezervor de stocare 4000 l 2000 8400

Vas de expansiune 150 l 150 630

Cazan de 40 kW + Arzător 1500 6300

Rezervor de amestec 300 l 300 1260

Schimbător de căldură în plăci pe circuit solar 1000 4200

Schimbător de căldură în plăci cu rol de fierbător 300 1260

Pompe de circulaţie 3 buc. 2000 8400

Ţeavă de cupru (78 ml) 468 1966

Ţeavă pexal (22 ml) 52,4 220

TOTAL 18270,4 76736

Tabelul nr. 9: Echipamente necesare modificării constructive a instalaţiei

Se consideră regimul de funcţionare al instalaţiei cu temperatura de ieşire a apei răcite din vaporizator cu 8 °C . În această situaţie, a fost calculată puterea arzătorului, rezultând Parzător = 28,93 kW la un consum de 2,68 m3/h gaz natural.

Se presupune că, similar ca în cazul instalaţiei acţionate solar, instalaţia pe gaz are o funcţionare de 8 ore/zi, în timpul programului de lucru şi realizează climatizarea unei incinte de aproximativ 300 m2 pe perioada martie- septembrie.



122

Rezultă energia consumată aferentă acestei perioade:

4,48602730893,28// =⋅⋅⋅=⋅⋅⋅= luninrlunazilenrziorenrPE arzator kWh (106)

Avem cunoscut preţul gazului din luna iunie 2011 şi anume 0,09631 lei/kWh (fără TVA) respectiv 0,11942 lei/kWh (cu TVA) .(Anexa 5)

Având în vedere scumpirea gazelor cu 10 % aplicată din luna iulie va rezulta un preţ pe kWh de 0,1313 lei, cu ajutorul căruia putem determina costul consumului de gaz pentru cele 7 luni de funcţionare a instalaţiei în regim de climatizare.

5,63811313,04,48602 =⋅=Cost lei (107)

Prin raportarea costului total al echipamentelor necesare modificării instalaţiei, la consumul anual, atunci când aceasta funcţionează pe gaz se obţine perioada minimă de amortizare a investiţiei.

76736 / 6381,5 12,02Perioada de amortizare = = ani (108)

Este de menţionat faptul că această perioadă de amortizare rezultată, se consideră în situaţia în care panourile solare ar acoperi în întregime necesarul de apă caldă la fierbătorul instalaţiei.

Întrucât, în funcţionarea reală a instalaţiei, în special în primele ore ale dimineţii şi în zilele noroase intră în funcţiune sursa auxiliară, cazanul, care are un anumit consum de gaz la arzător, această perioadă va avea o valoare uşor crescută faţă de rezultatul obţinut din calcul.

Trebuie ţinut cont şi de faptul că adaosurile comerciale ale distribuitorilor români sunt foarte ridicate, în comparaţie cu alte ţări.

Având însă în vedere creşterea preconizată a preţului gazului natural, epuizarea resurselor în viitorul apropiat dar şi posibilitatea utilizării panourilor solare pentru prepararea apei calde de consum pe timpul sezonului rece, când instalaţia frigorifică nu funcţionează, această perioadă de amortizare poate scădea considerabil.



123

Capitolul 5. Concluziile cercetărilor realizate şi contribuţii personale 5.1 . Concluzii

Cercetările experimentale, modelarea matematică şi simularea proceselor din cadrul instalaţiei frigorifice cu absorbţie ce face obiectul acestei lucrări, demonstrează oportunitatea înlocuirii unui sistem de alimentare utililizând o sursă de energie convenţională, cu un circuit alimentat de o sursă de energie regenerabilă.

România este avantajată din punct de vedere al poziţionării în privinţa radiaţiei solare totale care ajunge la suprafaţa solului. De aceea ar trebui să se utilizeze cât mai mult această sursă de energie gratuită.

Au fost realizate testări pe două maşini frigorifice cu absorbţie, de acelaşi tip, din care una a fost modificată constructiv, prin amplasarea unui schimbător de căldură cu plăci pe circuitul de soluţie bogată în amoniac, care a preluat rolul de fierbător.

Alegerea acestei soluţii constructive s-a făcut pe baza experienţei acumulate de-a lungul timpului de colectivul laboratorului de Termotehnică, sub îndrumarea profesorului Chiriac, colectiv din care face parte şi autorul acestei teze.

Acest schimbător este alimentat cu apă caldă, preparată într-un circuit de 30 de captatori solari, dublat de un cazan pe gaz, care intră în funcţiune atunci când nu dispunem de temperatura necesară aplicaţiei pentru fierberea soluţiei bogate în fierbător.

Au fost realizate testări ale celor două instalaţii, în trei regimuri de funcţionare, la ieşirea apei răcite din vaporizator cu temperatura de 8, 10 şi respectiv 12 ºC. În urma graficelor prezentate, s-a tras concluzia că instalaţia modificată, poate atinge aceleaşi valori de temperatură în punctele caracteristice ciclului de funcţionare, printr-o reglare corespunzătoare a temperaturii apei calde, de alimentare a fierbătorului. Diferenţa este dată de sistemul de automatizare al instalaţiei frigorifice acţionată de gaz natural, care dispune de automatizare şi funcţionează după un număr de cicluri pornit- oprit, în timp ce instalaţia acţionată solar are o funcţionare continuă.

În urma calculelor realizate, s-a ajuns la concluzia că, în condiţiile în care panourile solare livrează temperatura necesară la fierbător pe parcursul unei zile, fără să fie necesară pornirea cazanului, obţinem coeficienţi de performanţă mai buni decât la instalaţia pe gaz, în toate cele trei regimuri analizate.



124

Se poate observa scăderea coeficientului de performanţă odată cu creşterea temperaturii apei răcite în vaporizator. Creşterea temperaturii apei răcite în vaporizator s-a realizat prin reducerea temperaturii apei calde de alimentare a fierbătorului.

Diferenţele între rezultatele obţinute în urma calculului faţă de obţinute din rularea programului de simulare din softul EES, sunt datorate erorilor de citire în diagramă, precum şi datelor mult mai exacte, cu până la 3 zecimale, furnizate de programul respectiv.

Din analiza temperaturilor şi fluxurilor de căldură livrate de circuitul de preparare a apei calde cu ajutorul panourilor solare şi cazan, pentru ziua analizată, în care s-au înregistrat valori medii ale temperaturilor exterioare şi radiaţiei termice totale,s-a ajuns la concluzia că se poate realiza un consum de gaz de 3,38 ori mai mic.

În urma calculului economic, a rezultat o perioadă de amortizare a cheltuielilor realizării unui astfel de sistem de minim 12 ani ce poate părea descurajatoare la prima vedere, dar trbuie ţinut cont de tendinţele de creştere pronunţată a preţului gazului natural în anii viitori.

Un alt aspect important de care trebuie să se ţină cont este acela al reducerii emisiilor poluante, în cazul modificării constructive realizate, întrucât prin decuplarea circuitului arzătorului se limitează cantitatea de gaze cu efect de seră emanate în atmosferă.



125

5.2 Contribuţii avute la stadiul cercetării în domeniu şi propuneri de viitor Contribuţiile personale în domeniul instalaţiilor cu absorbţie în soluţie amoniac- apă sunt prezentate în cele ce urmează :

• realizarea unei instalaţii de configuraţie inovatoare, care utilizează un schimbător de căldură cu plăci, compact, pentru fierberea soluţiei bogate;

• comparaţia între instalaţia realizată şi o instalaţie similară acţionată de un arzător funcţionând cu gaz natural;

• realizarea modelării matematice pentru instalaţia studiată pentru trei regimuri diferite de funcţionare, cu introducerea unor particularităţi (factor de circulaţie al soluţiei prebogate);

• scrierea unui program de simulare a proceselor din instalaţie în softul EES şi compararea rezultatelor cu cele obţinute din calcul;

• analiza măsurii în care un circuit de captatori solari poate acoperi necesarul de apă caldă la fierbătorul instalaţiei;

• analiza economică a instalaţiei propuse.

În ceea ce priveşte propunerile de viitor, se pot remerca;

• realizarea unui model matematic şi a unui program de calcul pentru regimul nestaţionar; • realizarea unei optimizări a funcţionării instalaţiei analizate prin realizarea unui sistem de

automatizare corespunzător, similar cu cel prezent la instalaţia acţionată de arzătorul pe gaz, astfel încât maşina să funcţioneze după cicluri de funcţionare pornit-oprit;

• realizarea unui model matematic şi a unui program de calcul pentru instalaţia automatizată.

• Cuplarea instalaţiei la un sistem mai performant de captatori solari – cu tuburi vidate sau parabolici, pentru scăderea aportului de căldură de la cazan.

126

ANEXE

127

ANEXA 1 - Date obţinute în urma testelor efectuate asupra celor două instalaţii

1. Testare ROBUR GAZ în condiţiile temperaturii de ieşire a apei răcite din vaporizator de 8 °C

poziţie

senzor

data/ora

sol săracă la ieşire din

fierbător

vapori fierbător

spre deflegmator

intrare condensator

ieşire deflegmator

ieşire absorbitor

intrare absorbitor

temp exterioară

5/27/2011 12:09:20 79 °C 73.5 °C 44.7 °C 53.9 °C 36.5 °C 65 °C 30.29 °C 5/27/2011 12:10:20 80.9 °C 78 °C 43.8 °C 53.7 °C 35.9 °C 64.7 °C 30.94 °C 5/27/2011 12:11:20 80.2 °C 78.6 °C 43.6 °C 54.6 °C 35.1 °C 64.2 °C 30.13 °C 5/27/2011 12:12:20 79.9 °C 77 °C 43.6 °C 55.7 °C 35.1 °C 64.1 °C 30.18 °C 5/27/2011 12:13:20 75.4 °C 75.7 °C 42.8 °C 51.7 °C 33.9 °C 62.7 °C 30.52 °C 5/27/2011 12:14:20 79.3 °C 74.8 °C 42.4 °C 54.9 °C 33.9 °C 60.7 °C 30.54 °C 5/27/2011 12:15:20 76 °C 74.2 °C 43 °C 55 °C 32.2 °C 58.3 °C 30.01 °C 5/27/2011 12:16:20 76.1 °C 75.8 °C 44.3 °C 55.7 °C 31.9 °C 52.7 °C 30.04 °C 5/27/2011 12:17:20 77.9 °C 74.2 °C 45.3 °C 56.9 °C 32.3 °C 50.1 °C 30.05 °C 5/27/2011 12:18:20 77.4 °C 72.7 °C 46.6 °C 56.7 °C 31.9 °C 48.3 °C 30.1 °C 5/27/2011 12:19:20 72.9 °C 74.8 °C 46.8 °C 49.7 °C 36.7 °C 59.2 °C 30.04 °C 5/27/2011 12:20:20 73 °C 72.9 °C 45 °C 46.8 °C 38 °C 50.1 °C 30.48 °C 5/27/2011 12:21:20 77.2 °C 74.8 °C 40.1 °C 45.8 °C 36.8 °C 43.6 °C 29.77 °C 5/27/2011 12:22:20 76.6 °C 71.5 °C 40.1 °C 45 °C 34.9 °C 45.5 °C 29.97 °C 5/27/2011 12:23:20 77 °C 75.4 °C 50.6 °C 51.5 °C 34.6 °C 56.8 °C 30.23 °C 5/27/2011 12:24:20 79.8 °C 76.8 °C 64.5 °C 55.9 °C 33.8 °C 70 °C 30.59 °C 5/27/2011 12:25:20 81.6 °C 78.4 °C 71.6 °C 58.1 °C 33.6 °C 78.9 °C 30.27 °C 5/27/2011 12:26:20 82.3 °C 79.7 °C 74.3 °C 61 °C 32.1 °C 82.9 °C 30.61 °C 5/27/2011 12:27:20 83.4 °C 74.1 °C 55.2 °C 58 °C 32.3 °C 63.5 °C 30.42 °C 5/27/2011 12:28:20 82.3 °C 73.7 °C 49.3 °C 53.3 °C 33 °C 58.4 °C 31.12 °C



128

5/27/2011 12:29:20 79.1 °C 76.6 °C 42.4 °C 45.9 °C 32.6 °C 53.7 °C 30.78 °C 5/27/2011 12:30:20 73.1 °C 75 °C 37.6 °C 43.6 °C 31.5 °C 53 °C 30.83 °C 5/27/2011 12:31:20 74.9 °C 72.6 °C 40.4 °C 46.6 °C 34.1 °C 56.7 °C 31.01 °C 5/27/2011 12:32:20 73.7 °C 71.1 °C 41.3 °C 47.6 °C 34.3 °C 62.7 °C 30.74 °C 5/27/2011 12:33:20 74 °C 70.2 °C 42.3 °C 51.1 °C 35.2 °C 68.7 °C 30.58 °C 5/27/2011 12:34:20 76.5 °C 70.4 °C 43.2 °C 53.1 °C 35.1 °C 71.5 °C 30.53 °C 5/27/2011 12:35:20 73.9 °C 71 °C 42.9 °C 48.7 °C 38.5 °C 67.4 °C 31.15 °C 5/27/2011 12:36:20 76.7 °C 77.1 °C 42.2 °C 48.9 °C 38.8 °C 65.7 °C 30.43 °C 5/27/2011 12:37:20 80 °C 76.9 °C 43 °C 53.6 °C 38.5 °C 66.2 °C 30.34 °C 5/27/2011 12:38:20 79.4 °C 75.4 °C 43.6 °C 58.3 °C 37.9 °C 66.2 °C 30.05 °C 5/27/2011 12:39:20 77.9 °C 72.2 °C 43.6 °C 62.3 °C 38.4 °C 65.9 °C 29.75 °C 5/27/2011 12:40:20 81.8 °C 74.6 °C 44.2 °C 58.4 °C 38.3 °C 66.1 °C 30.09 °C 5/27/2011 12:41:20 79.9 °C 73.1 °C 44.3 °C 58.7 °C 38 °C 66.2 °C 30.18 °C 5/27/2011 12:42:20 80.4 °C 73.3 °C 44.7 °C 59.2 °C 37.3 °C 65.9 °C 30.78 °C 5/27/2011 12:43:20 76 °C 73.2 °C 45.5 °C 47.5 °C 36.5 °C 64.2 °C 30.6 °C 5/27/2011 12:44:20 75.9 °C 70.9 °C 46.1 °C 47.7 °C 35.7 °C 59.5 °C 30.44 °C 5/27/2011 12:45:20 75.9 °C 71.5 °C 47.7 °C 58.6 °C 34.7 °C 55.3 °C 30.17 °C 5/27/2011 12:46:20 76.2 °C 70.5 °C 48.1 °C 59.4 °C 34.3 °C 52.5 °C 30.42 °C 5/27/2011 12:47:20 76.3 °C 73.9 °C 49.5 °C 58.4 °C 34.3 °C 50.8 °C 30.83 °C 5/27/2011 12:48:20 77.2 °C 71.4 °C 48 °C 65.4 °C 33.8 °C 49.2 °C 31.37 °C 5/27/2011 12:49:20 71.6 °C 75.7 °C 46 °C 57.4 °C 34 °C 47.7 °C 31.01 °C 5/27/2011 12:50:20 73.9 °C 68.4 °C 45.1 °C 56.2 °C 34.1 °C 47.5 °C 30.85 °C 5/27/2011 12:51:20 70.8 °C 67.2 °C 43.5 °C 55.1 °C 33.7 °C 47.1 °C 31.16 °C 5/27/2011 12:52:20 71.5 °C 67.5 °C 42.7 °C 53.9 °C 34.2 °C 45.7 °C 31.48 °C Valori medii 77.15 °C 73.780 °C 46.261 °C 54.26 °C 34.961 °C 62.667 °C 30.497 °C



129

2. Testare ROBUR SOLAR în condiţiile temperaturii de ieşire a apei răcite din vaporizator de 8 °C

pozitie senzor

data si ora

ie�ire apă

caldă în SC plăci

intrare apă

caldă din SC plăci

intrare solu�ie bogată

în SC plăci

ie�ire solu�ie bogată din SC plăci

solu�ie săracă ie�ire

rezervor de

solu�ie

vapori rectifica�i ie�ire deflegm

a tor

ie�ire solu�ie bogată

din absorbit

or

intrare vapori

amoniac+ apă în

deflegmator

temp. în laborato

r

6/9/2011

12:20:35

77.2 °C

86.6 °C

46.4 °C

81.3 °C

76.6 °C

52.5 °C

33.1 °C 82.8 °C

28.7 °C

6/9/2011

12:21:35

76.8 °C

86.9 °C

47.6 °C

81.4 °C

77.3 °C

53.8 °C

33.2 °C 81 °C

28.8 °C

6/9/2011

12:22:35

77.7 °C 85 °C

49.3 °C

80.8 °C

78.8 °C

53.2 °C

33.1 °C 77.7 °C

28.9 °C

6/9/2011

12:23:35

71.4 °C

79.1 °C

46.6 °C

74.6 °C

76.6 °C

50.7 °C

33.2 °C 80.5 °C

28.7 °C

6/9/2011

12:24:35

72.3 °C

81.3 °C

45.8 °C

75.8 °C

75.6 °C

53.3 °C

33.1 °C 79.8 °C

28.9 °C

6/9/2011

12:25:35

74.8 °C

83.6 °C

46.8 °C 78 °C

77.2 °C

52.5 °C

33.1 °C 75.1 °C

28.8 °C

6/9/2011

12:26:35

71.3 °C

79.7 °C

46.6 °C

74.6 °C

77.1 °C

49.9 °C

33.2 °C 74.4 °C 29 °C

6/9/2011

12:27:35

72.6 °C

81.5 °C

45.7 °C

75.9 °C

76.3 °C

50.2 °C

33.3 °C 77.5 °C

28.9 °C

6/9/2011

12:28:35

75.2 °C

83.7 °C

45.9 °C

78.4 °C

78.2 °C

51.2 °C

33.3 °C 78.5 °C

28.9 °C

6/9/2011

12:29:35

71.5 °C

79.7 °C 46 °C

75.5 °C

77.7 °C

52.1 °C

33.4 °C 79.6 °C

28.9 °C

6/9/2011

12:30:35 72 °C

81.1 °C

45.9 °C

75.6 °C 77 °C

52.4 °C

33.5 °C 78.4 °C

29.3 °C

6/9/2011

12:31:35

75.4 °C

84.3 °C

46.2 °C

79.3 °C

78.9 °C

51.8 °C

33.6 °C 75.4 °C

29.3 °C

6/9/2011

12:32:35

72.6 °C 81 °C

46.4 °C

76.9 °C

78.9 °C 52 °C

33.6 °C 75.5 °C

29.1 °C

6/9/2011

12:34:35

71.8 °C

80.2 °C

46.2 °C

75.1 °C

77.7 °C

51.9 °C

33.6 °C 75 °C

29.2 °C

6/9/2011

12:35:35

75.7 °C

84.8 °C

46.3 °C

79.7 °C

79.1 °C

51.6 °C

33.7 °C 73.9 °C

29.5 °C

6/9/2011

12:36:35

73.7 °C

82.1 °C

46.5 °C

77.8 °C

79.6 °C

52.2 °C

33.7 °C 75.1 °C

29.4 °C

6/9/2011

12:37:35

71.6 °C

79.8 °C

46.5 °C

75.4 °C

78.7 °C

52.2 °C

33.7 °C 75.3 °C

29.3 °C

6/9/2011

12:38:35

74.7 °C

83.9 °C

46.4 °C

78.1 °C

78.9 °C

51.6 °C

33.7 °C 74.2 °C

29.0 °C

6/9/2011

12:39:35

74.6 °C

83.4 °C

46.7 °C

78.7 °C

80.1 °C

51.8 °C

33.8 °C 74.5 °C

28.7 °C

6/9/2011

12:40:35

72.7 °C

81.1 °C

46.6 °C

76.7 °C

79.6 °C

52.4 °C

33.8 °C 75.6 °C

29.3 °C

6/9/2011

12:41:35

72.6 °C

81.2 °C

46.6 °C

76.2 °C

78.9 °C

51.9 °C

33.8 °C 74.8 °C

29.5 °C

6/9/2011

12:42:35

75.2 °C 84 °C

46.8 °C

79.1 °C

80.1 °C

51.5 °C

33.9 °C 74.2 °C

29.5 °C

6/9/2011

12:43:35

73.7 °C

82.1 °C

46.9 °C

77.6 °C

80.2 °C 52 °C

33.9 °C 75.6 °C

29.7 °C

6/9/2011

12:44:35

72.7 °C

80.8 °C

46.8 °C

76.4 °C

79.4 °C

52.3 °C

33.9 °C 75.7 °C

29.5 °C

6/9/2011

12:45:35 72 °C 80 °C

46.6 °C

75.6 °C

78.7 °C

52.2 °C

33.9 °C 75.3 °C

29.6 °C

6/9/2011

12:46:35

71.7 °C

79.7 °C

46.4 °C

75.1 °C

78.4 °C

51.3 °C

33.9 °C 74.3 °C

29.7 °C

Valori medii 73.

5 °C 82.

1 °C 46.

5 °C 77.

2 °C 78.

2 °C 51.

9 °C 33.

5 °C 76.5

2 °C 29.

1 °C



130

3.Testare ROBUR GAZ în condiţiile temperaturii de ieşire a apei răcite din vaporizator de 10 °C

poziţie senzor data şi ora

sol săracă la ieşire din

fierbător

vapori fierbător

spre deflegmator

intrare condensator

ieşire deflegmator

ieşire absorbitor

intrare absorbitor

temp exterioară

5/23/2011 10:23:55 73.1 °C 73.3 °C 36.3 °C 42.3 °C 33.9 °C 57.3 °C 26.47 °C 5/23/2011 10:24:55 74 °C 72.2 °C 37.4 °C 44.3 °C 35 °C 63.9 °C 26.49 °C 5/23/2011 10:25:55 74.9 °C 70.4 °C 37.2 °C 45.9 °C 36.7 °C 67.7 °C 26.42 °C 5/23/2011 10:26:55 71.3 °C 70.1 °C 37.6 °C 44.9 °C 37.3 °C 63.5 °C 26.52 °C 5/23/2011 10:27:55 71.3 °C 69.9 °C 37.5 °C 43.8 °C 36.6 °C 59.2 °C 26.75 °C 5/23/2011 10:28:55 73.4 °C 67.8 °C 35.6 °C 46.1 °C 33.1 °C 61.5 °C 26.82 °C 5/23/2011 10:29:55 75.1 °C 66.9 °C 37 °C 49.3 °C 36.2 °C 63.1 °C 26.83 °C 5/23/2011 10:30:55 76.1 °C 71 °C 39.4 °C 51.8 °C 34.4 °C 63.5 °C 27.04 °C 5/23/2011 10:31:55 75.6 °C 66 °C 38.9 °C 51.8 °C 33.8 °C 63 °C 27.11 °C 5/23/2011 10:32:55 75 °C 65.3 °C 39.4 °C 53.8 °C 33 °C 62.8 °C 27.02 °C 5/23/2011 10:33:55 75.8 °C 68.5 °C 40.2 °C 55.6 °C 35.7 °C 64 °C 27.05 °C 5/23/2011 10:34:55 75.7 °C 67.7 °C 42 °C 56.5 °C 36 °C 64 °C 26.96 °C 5/23/2011 10:35:55 74.3 °C 68.1 °C 43.8 °C 57.1 °C 36 °C 63.1 °C 26.99 °C 5/23/2011 10:36:55 74.2 °C 66.5 °C 45.9 °C 57.3 °C 36.1 °C 60.9 °C 26.87 °C 5/23/2011 10:37:55 73.5 °C 64.6 °C 46.6 °C 57 °C 36.9 °C 57.1 °C 26.9 °C 5/23/2011 10:38:55 71.8 °C 65.7 °C 48 °C 57.5 °C 37.1 °C 54.3 °C 26.51 °C



131

5/23/2011 10:39:55 71.7 °C 66.2 °C 48 °C 56.9 °C 36.8 °C 52 °C 26.61 °C 5/23/2011 10:40:55 71.2 °C 64 °C 47.1 °C 56.5 °C 36.3 °C 50.4 °C 26.83 °C 5/23/2011 10:41:55 70.2 °C 64.6 °C 45.7 °C 55.7 °C 36.9 °C 49.3 °C 26.91 °C 5/23/2011 10:42:55 70.2 °C 65.4 °C 43.7 °C 54.5 °C 36.6 °C 48.2 °C 26.84 °C 5/23/2011 10:43:55 70.4 °C 65.5 °C 42.9 °C 54.2 °C 36.5 °C 47.4 °C 26.84 °C 5/23/2011 10:44:55 70.3 °C 64.6 °C 42.1 °C 53.2 °C 36.5 °C 46.7 °C 26.8 °C 5/23/2011 10:45:55 70.1 °C 63 °C 40.5 °C 47.8 °C 36.5 °C 45.8 °C 26.75 °C 5/23/2011 10:46:55 66.5 °C 63.5 °C 39.4 °C 52.1 °C 35.8 °C 45.8 °C 26.82 °C 5/23/2011 10:47:55 65.1 °C 62.9 °C 38.5 °C 50.6 °C 34.8 °C 44.9 °C 26.88 °C 5/23/2011 10:48:55 63.9 °C 61.6 °C 37.3 °C 48.6 °C 34.2 °C 43.9 °C 26.8 °C 5/23/2011 10:49:55 63.6 °C 60.5 °C 37.4 °C 47.9 °C 34.3 °C 43.1 °C 26.82 °C 5/23/2011 10:50:55 63.3 °C 61.4 °C 37.4 °C 47.1 °C 34.5 °C 42.9 °C 26.88 °C 5/23/2011 10:51:55 59.2 °C 61.9 °C 36.7 °C 45.7 °C 34.2 °C 41.9 °C 27.04 °C 5/23/2011 10:52:55 62 °C 60.4 °C 36.7 °C 46.3 °C 35.4 °C 55.8 °C 27.19 °C 5/23/2011 10:53:55 59.9 °C 60.3 °C 37.1 °C 43.2 °C 33.3 °C 52.8 °C 27.4 °C 5/23/2011 10:54:55 67.6 °C 61.9 °C 39.4 °C 38 °C 31.6 °C 44.8 °C 27.28 °C 5/23/2011 10:55:55 75.9 °C 68.8 °C 36.7 °C 35.6 °C 31 °C 41.5 °C 27.06 °C

Valori medii 70.491 °C 65.77 °C 40.285 °C 49.967 °C 35,24 °C 54.124 °C 26.864 °C


Pozitie senzor data si ora

intrare apă caldă

în SC plăci

ie�ire apă



în SC plăci



rezervor de

solu�ie

vapori rectific

a�i ie�ire deflegma tor


din absorbito

r

intrare vapori

amoniac+ apă în

deflegmator

temp. în laborator



132

5/30/2011

15:02:10 73.3 °C

66.9 °C

44.2 °C

70.5 °C

72.6 °C

48.5

°C 34.7

°C 69.4 °C

26.1 °C

5/30/2011

15:03:10 73.3 °C

66.7 °C

44.3 °C

70.4 °C

72.5 °C

48.1

°C 34.9

°C 69 °C

26.2 °C

5/30/2011

15:04:10 73.3 °C

66.6 °C

44.3 °C

70.1 °C

72.4 °C

48.3

°C 34.9

°C 69 °C

26.1 °C

5/30/2011

15:05:10 73.2 °C 67 °C

44.2 °C 70 °C

72.3 °C

48.1

°C 34.9

°C 69 °C

26.1 °C

5/30/2011

15:06:10 73.3 °C 67 °C

44.3 °C

70.2 °C

72.2 °C 48

°C 34.8

°C 69.1 °C

26.2 °C

5/30/2011

15:07:10 73.3 °C

66.9 °C

44.2 °C

69.9 °C

72.2 °C

48.1

°C 35

°C 69.3 °C

26.1 °C

5/30/2011

15:08:10 73.3 °C 67 °C

44.2 °C

70.1 °C

72.2 °C

48.1

°C 35.4

°C 69.8 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:09:10 73.5 °C 67 °C

44.2 °C

70.1 °C

72.2 °C

48.3

°C 35.2

°C 70.3 °C

26.6 °C

5/30/2011

15:10:10 73.5 °C

67.3 °C

44.4 °C

70.5 °C

72.3 °C

48.2

°C 34.1

°C 69.7 °C

26.3 °C

5/30/2011

15:11:10 73.5 °C

66.9 °C

44.4 °C

70.4 °C

72.4 °C

48.5

°C 34

°C 69.6 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:12:10 73.3 °C

67.1 °C

44.5 °C

70.2 °C

72.3 °C

48.6

°C 34.1

°C 69.6 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:13:10 73.1 °C

66.5 °C

44.2 °C

69.6 °C

72.1 °C 48

°C 34

°C 69.7 °C

26.3 °C

5/30/2011

15:14:10 72.7 °C

66.3 °C

44.3 °C

70.1 °C

71.9 °C

48.2

°C 34.1

°C 69.4 °C

26.6 °C

5/30/2011

15:15:10 72.3 °C

67.2 °C

44.3 °C

70.4 °C

71.8 °C

48.3

°C 34

°C 69.2 °C

26.3 °C

5/30/2011

15:16:10 75.1 °C

68.8 °C

44.2 °C

71.5 °C 72 °C 48

°C 34

°C 69.2 °C

26.7 °C

5/30/2011

15:17:10 75.2 °C

68.3 °C

44.5 °C

72.2 °C

73.1 °C 48

°C 34

°C 69.7 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:18:10 74 °C

67.9 °C

44.7 °C

71.2 °C

73.1 °C

48.7

°C 34.1

°C 70.7 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:19:10 73.3 °C

67.4 °C

44.6 °C

70.3 °C

72.6 °C

48.8

°C 34.1

°C 71.1 °C

26.4 °C



133

5/30/2011

15:20:10 72.8 °C

66.9 °C

44.5 °C

69.9 °C 72 °C

48.3

°C 34.9

°C 70.7 °C

26.4 °C

5/30/2011

15:21:10 72.3 °C

66.3 °C

44.3 °C

69.4 °C

71.7 °C

47.6

°C 35

°C 70.5 °C

26.3 °C

5/30/2011

16:22:10 72.2 °C

66.1 °C

43.9 °C

68.7 °C

71.4 °C

47.3

°C 34.9

°C 71.2 °C

26.3 °C

5/30/2011

16:23:10 71.5 °C

65.7 °C

43.9 °C

68.8 °C

71.1 °C

48.1

°C 35.2

°C 71.8 °C

26.4 °C

5/30/2011

16:24:10 71.5 °C

65.9 °C

43.8 °C

68.3 °C

70.8 °C 48

°C 34.9

°C 70.9 °C

26.4 °C

5/30/2011

16:25:10 71.2 °C

65.6 °C

43.9 °C

68.1 °C

70.6 °C

47.8

°C 35

°C 70.4 °C

26.2 °C

5/30/2011

16:26:10 71.1 °C

65.4 °C

43.9 °C

67.8 °C

70.3 °C

47.9

°C 35

°C 69.9 °C

26.4 °C

5/30/2011

16:27:10 70.9 °C

65.2 °C

43.6 °C

67.8 °C

70.3 °C

46.6

°C 35.1

°C 69.6 °C

26.6 °C

5/30/2011

16:28:10 71 °C 65 °C

43.6 °C

67.5 °C

70.2 °C

46.9

°C 35.1

°C 70.2 °C

26.5 °C

Valori medii 72.85

2 °C 66.

7 °C 44.

2 °C 69.

7 °C 71.

8 °C 48.

0 °C

34.64

°C

69.92 °C

26.3 °C

5. Testare ROBUR GAZ în condiţiile temperaturii de ieşire a apei răcite din vaporizator de 12 °C

pozitie senzor data si ora

sol saraca la iesire din fierbator

vapori fierbator

spre deflegmator

intrare condensator

iesire deflegmator

iesire absorbitor

intrare absorbitor

temp exterioara

6/13/2011 10:51:34 70.3 °C 64.7 °C 47 °C 45.7 °C 37.6 °C 46.6 °C 25.1 °C



134

6/13/2011 10:53:34 72.4 °C 63.3 °C 47.6 °C 44.3 °C 38.3 °C 45.9 °C 25.6 °C 6/13/2011 10:55:34 70.5 °C 60.2 °C 40.9 °C 42.4 °C 40.2 °C 46.1 °C 25 °C 6/13/2011 10:57:34 68.4 °C 63.6 °C 41.7 °C 40.4 °C 40.6 °C 49.2 °C 25.4 °C 6/13/2011 10:59:34 67.2 °C 64.5 °C 38.3 °C 40.1 °C 38.5 °C 49.5 °C 25.1 °C 6/13/2011 11:01:34 65.9 °C 65.2 °C 37 °C 50 °C 37.8 °C 48.3 °C 25 °C 6/13/2011 11:03:34 66.9 °C 67.3 °C 37 °C 50 °C 36.1 °C 47 °C 25.3 °C 6/13/2011 11:09:34 71.2 °C 67.3 °C 37 °C 39.9 °C 35.5 °C 46.6 °C 25.6 °C 6/13/2011 11:13:34 68.8 °C 67.3 °C 41.9 °C 40.3 °C 34.7 °C 48.1 °C 25.8 °C 6/13/2011 11:15:34 67.8 °C 64.3 °C 39.7 °C 41.3 °C 37.7 °C 44.9 °C 25.8 °C 6/13/2011 11:19:34 68.8 °C 66.8 °C 38.6 °C 42.8 °C 40.2 °C 43.5 °C 25.9 °C 6/13/2011 11:21:34 64.3 °C 66.7 °C 39 °C 45.1 °C 39.9 °C 43.6 °C 25.5 °C 6/13/2011 11:23:34 65.9 °C 65.1 °C 39.3 °C 44.8 °C 36.5 °C 42 °C 25.8 °C 6/13/2011 11:25:34 71.4 °C 66.3 °C 54.3 °C 44.7 °C 35.9 °C 47.6 °C 25.7 °C 6/13/2011 11:27:34 72.4 °C 62.7 °C 46.1 °C 44.7 °C 35.9 °C 45.3 °C 26.2 °C 6/13/2011 11:29:34 71.5 °C 62.5 °C 41.7 °C 47.6 °C 33.6 °C 43.6 °C 25.3 °C 6/13/2011 11:31:34 69.6 °C 64.6 °C 41.6 °C 48.5 °C 36.4 °C 41.4 °C 25.7 °C 6/13/2011 11:33:34 68.6 °C 65.2 °C 37.8 °C 48.4 °C 39.3 °C 43.3 °C 25 °C 6/13/2011 11:35:34 66.5 °C 66.1 °C 37.5 °C 51 °C 40.5 °C 43.5 °C 23.6 °C 6/13/2011 11:37:34 65.4 °C 68.9 °C 37.8 °C 52.7 °C 40.3 °C 45 °C 25.9 °C 6/13/2011 11:39:34 64.2 °C 63.1 °C 35 °C 49.2 °C 36.6 °C 41.7 °C 24.4 °C 6/13/2011 11:41:34 70.7 °C 64.4 °C 47.3 °C 46.5 °C 34.6 °C 50.9 °C 25.5 °C 6/13/2011 11:43:34 73 °C 68 °C 51.4 °C 45 °C 32.4 °C 49.7 °C 26.8 °C 6/13/2011 11:45:34 72.2 °C 61.9 °C 42.3 °C 43.1 °C 33.8 °C 44.3 °C 26.4 °C 6/13/2011 11:47:34 70.1 °C 64.9 °C 42.4 °C 48.3 °C 36 °C 44.4 °C 26.1 °C 6/13/2011 11:49:34 68.8 °C 66 °C 39.8 °C 55.1 °C 39.5 °C 43.5 °C 25.8 °C 6/13/2011 11:51:34 67.5 °C 66.8 °C 39.1 °C 53.4 °C 40.3 °C 43.8 °C 25.9 °C 6/13/2011 11:53:34 66.3 °C 68.9 °C 39.4 °C 54.2 °C 40 °C 45.3 °C 24.7 °C



135

6/13/2011 11:55:34 65.4 °C 64.2 °C 37.9 °C 51.9 °C 37.5 °C 42.4 °C 23.8 °C 6/13/2011 11:57:34 71.6 °C 67.6 °C 50.2 °C 50.3 °C 36.1 °C 53.4 °C 25.4 °C 6/13/2011 12:01:34 72.5 °C 61.8 °C 43.2 °C 47.8 °C 34.2 °C 44.8 °C 25.1 °C 6/13/2011 12:03:34 70 °C 65 °C 41.2 °C 49.2 °C 35.4 °C 43.7 °C 24 °C 6/13/2011 12:05:34 68.7 °C 66.2 °C 38.6 °C 50.2 °C 37.8 °C 43.2 °C 24.3 °C 6/13/2011 12:07:34 67.3 °C 67.4 °C 38.6 °C 53.6 °C 38.7 °C 43.4 °C 24.9 °C Valori medii 68.885 °C 65.258 °C 41.417 °C 47.132 °C 37.306 °C 45.456 °C 25.335 °C


pozitie senzor data si ora

intrare apă

caldă în SC plăci

ie�ire apă



în SC plăci



rezervor de

solu�ie

vapori rectifica�i ie�ire deflegm

a tor


din absorbit

or

intrare vapori

amoniac+ apă

în deflegm

a tor

tempera tura în

laborator

6/17/2011

10:15:40

77.2 °C

68.4 °C

39.4 °C

72.1 °C

66.8 °C

43.3 °C

35.4 °C

68.6 °C

25.6 °C

6/17/2011

10:17:40 74 °C

66.2 °C 40 °C

69.7 °C

66.1 °C

46.6 °C

35.5 °C

73.3 °C

25.7 °C

6/17/2011

10:19:40

70.8 °C

63.2 °C

40.5 °C

66.3 °C

65.9 °C

43.8 °C

35.6 °C

70.5 °C

25.6 °C

6/17/2011

10:21:40

73.1 °C

64.9 °C

39.9 °C

67.3 °C

65.8 °C

44.2 °C

35.6 °C

70.5 °C

25.8 °C

6/17/2011

10:23:40

74.9 °C

66.3 °C

39.9 °C

69.6 °C

67.1 °C

45.6 °C

35.7 °C

70.7 °C

25.8 °C

6/17/2011

10:25:40

69.1 °C 62 °C

40.8 °C 65 °C

66.9 °C

46.2 °C

35.7 °C

68.3 °C

25.7 °C

6/17/2011

10:27:40

70.7 °C

63.1 °C

40.3 °C

65.5 °C

66.4 °C

44.5 °C

35.8 °C

67.5 °C

25.8 °C

6/17/2011

10:29:40

73.3 °C

65.1 °C

40.1 °C

67.8 °C

67.2 °C

44.7 °C

35.8 °C

67.8 °C

25.9 °C



136

6/17/2011

10:31:40

71.2 °C

63.6 °C

40.3 °C

66.7 °C

68.6 °C

45.8 °C

35.9 °C

68.1 °C 26 °C

6/17/2011

10:33:40

69.4 °C

61.6 °C

40.2 °C

64.4 °C

67.6 °C

45.6 °C

35.9 °C

67.9 °C 26 °C

6/17/2011

10:35:40

71.8 °C 64 °C

40.2 °C

66.6 °C

67.6 °C

45.5 °C 36 °C

66.9 °C

25.9 °C

6/17/2011

10:37:40

74.3 °C

65.8 °C

40.3 °C 69 °C

68.6 °C

44.9 °C

35.9 °C

65.8 °C 26 °C

6/17/2011

10:39:40

72.7 °C 65 °C

40.6 °C

68.2 °C

69.4 °C

45.1 °C 36 °C 66 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:41:40 71 °C

62.9 °C

40.4 °C

65.5 °C

68.2 °C

45.4 °C

36.1 °C

66.8 °C

26.1 °C

6/17/2011

10:43:40

73.6 °C

65.2 °C

40.5 °C

68.1 °C

68.9 °C

45.3 °C

36.1 °C

65.9 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:45:40

74.4 °C 66 °C

40.9 °C

69.4 °C

69.9 °C

45.1 °C

36.1 °C

65.8 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:47:40

71.9 °C

64.2 °C

40.9 °C

67.2 °C

69.9 °C

45.6 °C

36.2 °C

66.7 °C

26.1 °C

6/17/2011

10:49:40

70.2 °C

62.4 °C

40.9 °C

65.2 °C

69.1 °C

45.8 °C

36.3 °C

67.2 °C

26.3 °C

6/17/2011

10:51:40

72.4 °C

64.4 °C

40.8 °C

67.2 °C 69 °C

45.7 °C

36.3 °C

66.5 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:53:40

75.1 °C

66.6 °C 41 °C

69.8 °C

70.1 °C

45.4 °C

36.3 °C

65.9 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:55:40

73.2 °C

65.2 °C 41 °C

68.6 °C

70.7 °C

45.6 °C

36.3 °C

66.6 °C

26.2 °C

6/17/2011

10:57:40

70.4 °C 63 °C 41 °C

66.3 °C

70.1 °C

46.3 °C

36.3 °C

67.5 °C

26.3 °C

6/17/2011

10:59:40

70.4 °C

63.1 °C

40.9 °C

65.6 °C

69.2 °C

45.9 °C

36.3 °C

67.1 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:01:40

73.7 °C

65.4 °C

40.9 °C

68.2 °C

69.6 °C

45.5 °C

36.4 °C

66.2 °C

26.4 °C

6/17/2011

11:03:40

75.1 °C

67.1 °C

41.1 °C 70 °C

70.8 °C

45.4 °C

36.4 °C 66 °C

26.4 °C

6/17/2011

11:05:40

72.6 °C

64.6 °C

41.2 °C

67.6 °C

70.8 °C

45.5 °C

36.4 °C

66.8 °C

26.2 °C



137

6/17/2011

11:07:40 70 °C

62.5 °C

41.1 °C

65.8 °C

69.9 °C 46 °C

36.4 °C

67.6 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:09:40 72 °C

63.9 °C

41.2 °C

66.8 °C

69.6 °C

45.8 °C

36.4 °C

67.2 °C

26.6 °C

6/17/2011

11:11:40

75.1 °C

66.9 °C

41.1 °C

69.5 °C

70.3 °C

45.4 °C

36.4 °C

66.3 °C

26.4 °C

6/17/2011

11:13:40

71.7 °C

63.6 °C

41.3 °C

66.7 °C

70.6 °C

45.9 °C

36.4 °C

67.7 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:15:40

73.8 °C

65.9 °C

41.3 °C

68.6 °C 70 °C 46 °C

36.5 °C

67.2 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:17:40

70.9 °C 63 °C

41.5 °C

66.5 °C

70.5 °C 46 °C

36.6 °C

68.5 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:19:40

71.2 °C

63.8 °C

41.4 °C

66.6 °C

69.8 °C

46.5 °C

36.6 °C

68.3 °C

26.4 °C

6/17/2011

11:21:40

74.8 °C

66.3 °C

41.5 °C

69.8 °C

71.4 °C

45.5 °C

36.6 °C

67.2 °C

26.6 °C

6/17/2011

11:23:40

72.4 °C

64.3 °C

41.6 °C

67.6 °C

71.2 °C

46.1 °C

36.6 °C

68.2 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:25:40

70.6 °C

63.1 °C

41.5 °C

66.2 °C

70.4 °C

46.2 °C

36.6 °C

68.7 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:27:40 73 °C

64.6 °C

41.5 °C

67.3 °C 70 °C

45.9 °C

36.5 °C 68 °C

26.6 °C

6/17/2011

11:29:40

76.2 °C

67.4 °C

41.5 °C

70.1 °C 71 °C

45.7 °C

36.6 °C

67.4 °C

26.5 °C

6/17/2011

11:31:40

74.3 °C

66.5 °C

41.7 °C

69.5 °C

71.7 °C

45.8 °C

36.6 °C

67.8 °C

26.4 °C

Valori medii 72.

6 °C 64.

6 °C 40.

8 °C 67.

6 °C 69.

1 °C 45.

5 °C 36.

1 °C 67.

6 °C 26.

2 °C

137

Anexa 2- Reprezentări în diagrame

a.



138

b.



139

140

Anexa 3- Prezentarea programului de simulare a proceselor din instalaţia cu absorbţie



141



142



143



144

Anexa 4- Monitorizarea evoluţiei temperaturilor şi fluxurilor livrate din circuitul solar + cazan Anexa 4a- Monitorizarea evoluţiei temperaturilor din circuitul solar + cazan

Data Ora Retur panouri solare

Tur panouri solare

Retur rezervor stocare

Tur rezervor stocare

Temperatura ieşire rezervor

6/27/2011 8:10:47 65.1 °C 66.1 °C 63.6 °C 63.8 °C 65.6 °C 6/27/2011 8:20:47 65.1 °C 66.2 °C 63.8 °C 63.9 °C 65.7 °C 6/27/2011 8:30:47 65.2 °C 66.4 °C 63.9 °C 64.1 °C 65.7 °C 6/27/2011 8:40:47 65.1 °C 66.3 °C 63.8 °C 64 °C 65.8 °C 6/27/2011 8:50:48 66.5 °C 67.4 °C 66.5 °C 66.4 °C 66.1 °C 6/27/2011 9:00:48 67.7 °C 73.6 °C 67.5 °C 69.8 °C 66.3 °C 6/27/2011 9:10:47 68 °C 75.9 °C 67.7 °C 71 °C 66.6 °C 6/27/2011 9:20:47 68.1 °C 77.7 °C 67.7 °C 71.9 °C 67.1 °C 6/27/2011 9:30:48 68.2 °C 79.1 °C 67.8 °C 72.6 °C 67.8 °C 6/27/2011 9:40:47 68.3 °C 80.8 °C 67.9 °C 73.4 °C 68.3 °C 6/27/2011 9:50:48 68.7 °C 82.5 °C 68.3 °C 74.3 °C 68.9 °C 6/27/2011 10:00:48 69.2 °C 83.9 °C 68.8 °C 75.5 °C 69.7 °C 6/27/2011 10:10:47 69.8 °C 85.6 °C 69.2 °C 76.3 °C 70.5 °C 6/27/2011 10:20:47 70.1 °C 86.6 °C 69.8 °C 77 °C 71.5 °C 6/27/2011 10:30:48 70.6 °C 84.4 °C 70.1 °C 76.6 °C 72.1 °C 6/27/2011 10:40:48 71.2 °C 89 °C 70.5 °C 78.5 °C 71.9 °C 6/27/2011 10:50:47 72.9 °C 92.4 °C 71.5 °C 80.8 °C 72.6 °C 6/27/2011 11:00:47 72.7 °C 93 °C 72 °C 81.4 °C 73.9 °C 6/27/2011 11:10:48 73.8 °C 96.6 °C 73.3 °C 83.8 °C 75.3 °C 6/27/2011 11:20:47 74.4 °C 97.9 °C 73.9 °C 84.8 °C 77.1 °C 6/27/2011 11:30:47 74.7 °C 96.2 °C 74 °C 84 °C 77.8 °C 6/27/2011 11:40:48 75.2 °C 95.5 °C 74.6 °C 83.7 °C 78 °C 6/27/2011 11:50:47 75 °C 95.7 °C 74.8 °C 83.5 °C 78.2 °C 6/27/2011 12:00:47 76.8 °C 96.4 °C 76.2 °C 87.7 °C 78.8 °C 6/27/2011 12:10:48 78.2 °C 97.3 °C 78.4 °C 89.4 °C 79.7 °C



145

6/27/2011 12:20:48 79.7 °C 90.9 °C 79.5 °C 84.1 °C 78.7 °C 6/27/2011 12:30:47 80.1 °C 100.2 °C 79.7 °C 88.6 °C 79.2 °C 6/27/2011 12:40:47 80.5 °C 103.2 °C 80.3 °C 90.5 °C 81.5 °C 6/27/2011 12:50:48 81.1 °C 108.2 °C 80.6 °C 93.2 °C 83.7 °C 6/27/2011 13:00:47 81 °C 93.5 °C 80.9 °C 86.5 °C 84.8 °C 6/27/2011 13:10:47 81.3 °C 99.5 °C 81 °C 89.4 °C 84.2 °C 6/27/2011 13:20:48 81.3 °C 94.1 °C 81.1 °C 86.6 °C 84.7 °C 6/27/2011 13:30:47 81.8 °C 104.4 °C 81.5 °C 91.8 °C 85.3 °C 6/27/2011 13:40:47 83.7 °C 105.1 °C 83.4 °C 92.9 °C 86.2 °C 6/27/2011 13:50:48 85.8 °C 106.8 °C 85.5 °C 95 °C 87.2 °C 6/27/2011 14:00:47 86.5 °C 107.2 °C 86.1 °C 95.6 °C 88.5 °C 6/27/2011 14:10:47 86.8 °C 94.8 °C 86.8 °C 90.6 °C 89.5 °C 6/27/2011 14:20:47 86.8 °C 95 °C 87 °C 85.8 °C 89.3 °C 6/27/2011 14:30:48 87.7 °C 92.2 °C 88.3 °C 84.4 °C 88.2 °C 6/27/2011 14:40:47 89.4 °C 104.8 °C 89.5 °C 96.2 °C 87.6 °C 6/27/2011 14:50:47 89.5 °C 98.9 °C 89.5 °C 97.3 °C 89.2 °C 6/27/2011 15:00:48 89.2 °C 89.8 °C 89.5 °C 88.6 °C 88.8 °C 6/27/2011 15:10:47 89.5 °C 103.1 °C 89.5 °C 95.3 °C 88.5 °C 6/27/2011 15:20:47 89.5 °C 101.9 °C 89.4 °C 94.7 °C 89.6 °C 6/27/2011 15:30:48 89.7 °C 90.7 °C 90 °C 90.1 °C 89.9 °C 6/27/2011 15:40:47 90.2 °C 96 °C 90.4 °C 92.6 °C 89.4 °C 6/27/2011 15:50:47 90.2 °C 89.8 °C 90.6 °C 89.4 °C 89.3 °C 6/27/2011 16:00:47 90.9 °C 95.7 °C 91.2 °C 92.6 °C 89.3 °C

146

Anexa 4b- Monitorizarea evoluţiei fluxurilor livrate din circuitul solar + cazan

Ora D Tpe circuit

panouri

cp kJ/kgK

debit kg/s

Putere livrata kW

Putere necesara

kW

Putere livrata de cazan kW

08:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

08:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

08:30:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

08:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

08:50:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:00:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:30:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

09:50:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:00:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:30:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:40:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

10:50:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

11:00:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

11:10:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

11:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

11:30:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

11:40:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00



147

11:50:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:00:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:10:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:20:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:30:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

12:50:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

13:00:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

13:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

13:20:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

13:30:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

13:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

13:50:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

14:00:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 0,00

14:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

14:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

14:30:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

14:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

14:50:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:00:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:10:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:20:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:30:48 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:40:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

15:50:47 0 4,03 0,34 0,00 26,14 26,14



148

16:00:47 5 4,03 0,34 6,85 26,14 19,29

TOTAL 604,81

Anexa 5- Factură gaze naturale



149

BIBLIOGRAFIE:

[1] Alizadeh, S., Bahar, F., Geoola, F., (1979), Design and optimization of an absorption refrigeration system operated by solar energy, Solar Energy 22 (2-D):149-54.

[2] Ake Melinder, (1997), Tables and diagrams for the refrigeration industry, International Institute of Refrigeration

[3] Alvares, SG., Trepp, Ch., (1987), Simulation of a solar driven aqua-ammonia absorption refrigeration system part 1: mathematical description and system optimization, Int. J. Refrig. 10:40-8.

[4] Ayadin, O., Doell, J., Aprile, M., Motta, M., Núñez, T., (2009) Solar energy cools milk, Institute for Solar Energy Systems ISE.

[5] CALOTĂ RĂZVAN, Anica Ilie, Rodica Dumitrescu, , Florea Chiriac, Cercetări experimentale asupra unei instalaţii alimentată cu energie solară pentru climatizarea de confort, Conferinţa CECEPM 2010 “Confort, eficienţă, conservarea energiei şi protecţia mediului” Bucureşti, 18-19 martie 2010, ISSN 1842 - 6131;

[6] CALOTĂ RĂZVAN, Anica Ilie, , Rodica Dumitrescu, Florea Chiriac, Aspecte privind variaţia COP-ului unei instalaţii cu absorbţie acţionată cu energie solară, Conferinţa instalaţii pentru construcţii şi economia de energieIaşi, 8-9 iulie 2010, ISBN 978-973-8955-95-0.

[7] CALOTĂ RĂZVAN, Corina Tarcă, Florin Baltareţu, Termodinamică- Lucrări de Laborator, Editura MATRIX, 2010, ISBN 978-973-755-661-5

[8] CALOTĂ RĂZVAN, Analiza funcţionării unei instalaţii frigorifice cu absorbţie în soluţie 2 amoniac- apă, acţionată cu energie solară, Conferinţa SME 2011, Cluj, mai 2011, ISSN 2066-4125

[9] CALOTĂ RĂZVAN , Florea Chiriac, Robert Gavriliuc, Analiza posibilităţii de înlocuire a unei surse clasice de alimentare cu o sursă regenerabilă, pentru acţionarea fierbătorului unei instalaţii frigorifice, Conferinţa Instalaţii pentru Construcţii şi Economia de Energie, Iaşi, iulie 2011

[10] CALOTĂ RĂZVAN , Florea Chiriac, Comparaţie între parametrii funcţionali ai unei instalaţii frigorifice cu absorbţie, în cazul acţionării cu gaz natural, respectiv cu o sursă de energie regenerabilă, Buletinul Ştiinţific al UTCB (în curs de apariţie în numărul din decembrie 2011)

[11] CALOTĂ RĂZVAN - Referat 1 Doctorat- Descrierea generală a maşinilor cu absorbţie şi a sistemelor acţionate cu energie solară, noiembrie 2009

[12] CALOTĂ RĂZVAN - Referat 2 Doctorat- Prezentarea masinii frigorifice cu absorbtie in solutie amoniac-apa. Calcul termic, martie 2010

[13] CALOTĂ RĂZVAN - Referat 3 Doctorat- Prezentarea masinii frigorifice reale cu absorbtie in solutie amoniac-apa. Calcul termic, octombrie 2010

[14] CALOTĂ RĂZVAN, Bogdan Ivan, Nicolae Ivan, Cosmin Ivan- „Heating Systems Used in a Passive Office Building”, 10th REHVA WORLD CONGRESS, „Sustainable Energy Use in Buildings”, 9-12 may 2010, Antalya, Turcia.



150

[15] Chiriac, Fl., (1981), Cartas, V., (1972), Instalaţii Frigorifice- Îndrumător de proiectare, Institutul de Construcţii Bucureşti.

[16] Chiriac, Fl., (1981), Instalaţii Frigorifice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti. [17] Chiriac, Fl., Gavriliuc, R., Ilie, A., Dumitrescu, R., (2007), Maşini şi Instalaţii Frigorifice,

Editura Agir, Bucureşti. [18] Darwish, N.A., Al-Hashimi, A.S., Al-Mansoori, (2008), Performance analysis and evaluation

of a commercial absorption-refriceration water-ammonia (ARWA) system, International Journal of Refrigeration 31, 1214-1223.

[19] Dong-Seon Kim, Carlos Infante Ferreira, (2005), Optimization of a Solar Ammonia-Water Absorption Chiller, IIR Conference, Vicenza, Italy

[20] Elegido, E., Juana JMD, Herrero MA, (1991), Solar aqua-ammonia absorption refrigerator simulation, Int J Ambient Energy 4, 199-204.

[21] Erickson, D.C., Anand, G., Kyung, I., (2004), Heat-activated dual-function absorption cycle, ASHRAE Transactions 1, 110.

[22] El-Sayed, Y.M., Tribus, M., (1985), Thermodynamic properties of water-ammonia mixtures: theoretical implementation for use in power cycle analysis. American Society of Mechanical Engineers (ASME) Publications, Advanced Energy Systems (AES) 1, 89-95.

[23] Fan, Y., Luo, L., Souyri, B., (2007), Review of solar sorption refrigeration technologies:Development and applications, Renewable and Sustainable Energy Reviews 11 (8), 1758-1775.

[24] Goswami, D.Y., (1998), Solar thermal technology: present status and ideas for the future, Enargy Sources 20, 137-145.

[25] Hera, D., Girip, A., (2007), Sisteme şi Cicluri Frigorifice, Editura Matrix Rom, Bucureşti. [26] Horuz, I., Callander, T.M.S., (2004), Experimental investigation of a vapor absorption

refrigeration system, International Jurnal of Refrigeration 27, 10-16. [27] Ibrahim, O.M., Klein, S.A., (1993)"Thermodynamic Properties of Ammonia-Water Mixtures,"

din ASHRAE, 21, 2, 1495. [28] Iosifescu, C., (2003), Calculul şi Construcţia Instalaţiilor Frigorifice, Editura Bren, Bucureşti. [29] Kang, Y.T., Chen, W., Christensen, R.N., (1997), A generalized component design model by

combined heat and mass transfer analysis in NH3-H2O absorption heat pump systems, ASHRAE Transactions PH-97-3-2.

[30] Kouremenos, D.A., Rogdakis, E.D., Antonopoulos, K.A., (1994), Congeneration with combined gas and aqua-ammonia absorption cycles. Thermodynamics and the Design, Analysis and Improvement of Energy Systems,American Society of Mechanical Engineers (Advanced Energy Systems Division), AES 33, p. 231-8.

[31] Lazzarin, M., Gasparella, A., Longo, G.A., (1996), Ammonia-water absorptoin machines for refrigeration: theoretical and real performances, International Jurnal of Refrigeration 19 (4), 239-246.

[32] Mihailă, C., Baltăreţu, Fl., Chiriac, Fl., (2006), Termodinamica Tehnică, Editura Agir, Bucureşti.



151

[33] Park, Y.M., Sonntag, R.E., (1990), Thermodynamic properties of ammonia-water mixtures: a generalized equation-of-state approach, ASHRAE Transactions 96, 467-483.

[34] Porneală, S., Dinache, P., (2000), Tehnica Frigului şi Climatizării în Industria Alimentară, Editura Fundaţiei Dunărea de Jos, Galaţi.

[35] Rainer Braun, ”Solar cooling”,(2007), Universitatea Ştiinţelor Aplicate din Gelserkirchen [36] Shiran Y et al., (1982), Computerized design and economic evaluation of an aqua-ammonia

solar operated absorption system, Solar Energy 29, 43-54. [37] Srikhirin, P., Aphornratana, S., Chungpaibulpatana, S., (2001), A review of absorption

refrigeration technologies, Renewable and Sustainable Energy Reviews 5, 343-372. [38] Stamatescu, C., (1972), Tehnica Frigului, Editura Tehnică, Bucureşti. [39] Uli Jacob, (2009)”Recent developments of small-scale solar or waste heat driven cooling kits

for air conditioning and refrigeration”, SOLAR NEXT project [40] Vidal, A., Best, R., Rivero, R., Cervantes, J., (2006), Analysis of a combined power and

refrigeration cycle by the exergy method, Energy 31, 3401-3414. [41] Sözen, A., (2001), Effect of heat exchangers on performance of absorption refrigeration systems,

Enargy Conversion and Management 42, 1699-1716. [42] ASHRAE Absorption air-conditioning and refrigeration equipment ASHRAE Handbook

Equipment ,2010 [43] Robur SpA Refrigeratori ad assorbimento a gas (gas absorption chillers) Technical Brochure ,

2009 [44] Revista Tehnica Instalaţiilor, nr.5/2003; [45] Ziarul Evenimentul Zilei, din 28.10.2009; [46] www.viessmann.com [47] www.rogersrefrig.com/history.html [48] http://education.gsfc.nasa.gov/experimental/ [49] http://www.comstal.ro/teava-si-fitinguri-pexal/ [50] http://www.hoval.ro/produkte.htm?getpage=heiztechnik&bereichid=heiztechnik

&subid=heiztechnik &navid=produkte [51] Solair project guidelines, www.solair-project.eu

http://www.viessmann.com/

http://www.rogersrefrig.com/history.html

http://education.gsfc.nasa.gov/experimental/

http://www.comstal.ro/teava-si-fitinguri-pexal/

http://www.hoval.ro/produkte.htm?getpage=heiztechnik&bereichid=heiztechnik�&subid=heiztechnik

http://www.hoval.ro/produkte.htm?getpage=heiztechnik&bereichid=heiztechnik�&subid=heiztechnik

http://www.solair-project.eu/