CALCULUL INSTALATIEI DE FRIG SI CLIMATIZARE

Caracteristicile aerului atmosferic pe timpul verii

pentru zona la care se refera proiectarea

Temperatura exterioara se calculeaza conform STAS - 6648/82, cu relatia

t_ec = t_em + C ^. A_z

in care:

t_em - temperatura medie zilnica a localitatii si este in functie si de gradul de asigurare in care este incadrata cladirea conform stas-urilor in vigoare. Gradul de asigurare se alege 80%.

C - coeficient de corectie pentru amplitudinea oscilatiei zilnice a temperaturii aerului atmosferic exterior.

A_z - amplitudinea oscilatiilor zilnice a temperaturii in functie de localitate.

Pentru BOTOSANI:

Din STAS: C = 1, A_z = 6

t_em = 22,4 ^o C

t_ec = 22,4 + 1 ^. 6 = 28,4 ^oC.

1 Calculul izolatiei termice pentru incinta proiectata

Regimul de functionare a spatiilor frigorifice caracterizat prin valori coborate ale temperaturilor, prin variatia rapida a acesteia si printr-o umezeala mare a aerului din incaperi impune pentru izolare termica a peretilor, plafoanelor si pardoselilor conditii deosebite a caror realizare practica prezinta o serie de dificultati, de aceea se vor face ipoteze simplificatoare.

Rolul izolatiei termice consta in reducerea fluxului de caldura ce patrunde prin peretii camerelor frigorifice in vederea mentinerii unui regim de microclimat cat mai stabil, independent de conditiile din mediu.

Izolarea peretilor si a plafoanelor

Pentru izolarea peretilor si a plafoanelor se folosesc ca material izolant polistiren expandat cu urmatoarele caracteristici fizice conform STAS.

conductivitate termica: λ = 0,003 0,035 W/m^. K

coeficient global de transfer termic: K = 0,2 0,5 W/m^2. K

densitatea fluxului termic: q = 8 W/m²

temperatura maxima de utilizare: t_max = 60^oC

punctul de topire: 80^oC

Structura peretelui

Figura nr. 1.1

strat de tencuiala

strat de caramida

strat de tencuiala

bariera de vapori

strat izolatie

plasa rabit

tencuiala

Tabel nr. 1.1

Caracteristicile fizice ale peretelui

Structura plafonului

Figura nr. 1.2

strat de uzura

placa de beton armat

strat de tencuiala

bariera de vapori

strat de izolatie

plasa rabit

strat de tencuiala

mustati

Tabel nr.1.2

Caracteristici fizice ale plafonului

Izolarea pardoselei

Pentru pardoseli se folosesc placi de pluta expandata si impregnata. Aceasta este obtinuta din bucati de pluta naturala cu dimensiuni intre 3 - 8 mm prin expandare la 400^o C si impregnare cu rasini proprii pentru pluta Suprex sau cu bitum pentru pluta Asko.

Caracteristici fizice ale plutei

conductivitate termica: λ = 0,04 0,06 W/m^.K

densitatea: ρ = 150 160 Kg/m³

rezistenta mecanica: Τ = 3 Kg f/cm²

coeficientul global de transfer termic: K = 0,3 0,7 W/m^2.K

densitatea fluxului termic: q = 11 12 W/m²

Structura pardoselei

Figura nr. 1.3

strat de uzura

placa de beton armat de egalizare

izolatie

sarma de otel

bariera de vapori

placa de beton armat

placa de beton cu rezistente electrice

strat de barnet

strat de pamant compact

Tabel nr. 1.3

Caracteristicile fizice ale pardoselei

Calculul izolatiei se poate face in doua variante: fie in functie de coeficientul total de transfer termic, fie in functie de valoarea impusa densitatii de flux optim. (q₀)

Se adopta pentru polistiren expandat: q₀ = 8 Kcal/m^{2 .} h

pentru pluta: q₀ = 12 Kcal/m^{2 .} h

q₀ = K ^. Δt

Pentru un element de constructie cu "n" straturi K se calculeaza cu relatia:

unde α_e = coeficient partial de transfer termic pe suprafata exterioara a peretelui [W/m^{2 .} K]

α_i = coeficient partial de transfer termic pe suprafata interioara a peretelui [W/m^{2 .} K]

Coeficientul α depinde in general de sistemul de racire al instalatiei frigorifice, deci este in functie de viteza aerului in incinta si de amplasarea elementului termic:

α = 25 Kcal/m^{2 .} h ^. K, cand aerul are o circulatie fortata.(peretii exteriori supusi actiunii vantului)

α = 12 15 Kcal/m^{2 .} h ^. K, in spatii cu circulatie moderata a aerului.(in depozite, camere frigorifice, spatii de productie)

α = 5 8 Kcal/m^{2 .} h ^. K, pentru incaperi in care ventilatia aerului este foarte redusa in care sunt montate baterii de racire adica pentru depozite frigorifice si pentru pardoseli.

Dupa calcularea grosimei izolatiei, aceasta se standardizeaza la valoarea imediat urmatoare ca multiplu de 2. Cu valoarea din STAS a izolatiei termice se recalculeaza coeficientul global de transfer termic:

si unde: Δt = t_ec - t_i (t_i - temperatura din interiorul incintei)

Δt = 0,8 ^. Δt_ec in conditiile camerelor frigorifice separate de unele nefrigorifice, dar care comunica cu exteriorul;

Δt =0,6^. Δt_ec pentru pereti interiori, plafoane ce separa camera frigorifica de cea nefrigorifica, care nu comunica cu exteriorul;

Δt = 0,4 ^. Δt_ec pentru pereti interiori si plafoane ce separa doua camere frigorifice in regim termic apropiat.

Pe timpul verii, temperatura pardoselii se adopta 15sC.

A. Calculul izolatiei termice a depozitului de Maturare I

Se considera peretii de N, V, E interiori si peretele de Sud exterior.

Se stie T_i =12sC.

A.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Se cunosc: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

A.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Se cunosc: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29.04 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

A.3. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Se cunosc: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Si atunci:

A.4. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Se cunosc: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

A.5. Calculul izolatiei pentru plafon

De asemenea se cunosc: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29,07 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Asadar,

A.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Se stiu: λ_iz = 0,04 W/m ^. K

α_e = W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Asadar,

Tabel nr. 1.4

A.7. Calculul necesarului de frig

A.7.a. Necesarul de frig pentru acoperirea caldurii patrunse prin conductie, convectie si radiatie

Necesarul de frig pentru sectia proiectata se calculeaza cu ajutorul urmatoarelor relatii:

unde: F - Suprafata de schimb de caldura a peretilor, pardoselii si plafonului corespunzator fiecarui spatiu in parte;

K_r - coeficient global de transfer termic prin element delimitator dintre suprafata delimitatoare si spatiul exterior reclculat dupa standardizarea izolatiei

Δt - diferenta de temperatura dintre temperatura mediului exterior si temperatura interioara spatiului;

Δt_r - diferenta de temperatura care reprezinta actiunea radiatiilor solare asupra intensitatii transmiterii caldurii;

Parametrul Δt_r se ia in consideratie numai la peretii exteriori si plafon, astfel:

pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δt_r = 0 ^oC

pentru peretii exteriori orientati E sau V Δt_r = 6 8 ^oC (vara)

Δt_r = 2 4 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S-E sau S-V Δt_r = 8 12 ^oC (vara)

Δt_r = 4 6 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S Δt_r = 12 15 ^oC (vara)

Δt_r = 6 12 ^oC (iarna)

pentru plafon Δt_r = 15 18 ^oC (vara)

Δt_r = 10 12 ^oC (iarna)

In stabilirea acestor valori s-a avut in vedere valori medii pentru latitudinea de 45s, la care se situeaza tara noastra. Calculul necesarului de frig pentru depozitul de maturare I:

Peretele de N

F_N = L_N ^. H

H = 5 m

L = 7 m

L_N= L + 2δ_N = 7 + 2 ^. 0,250 = 7.5 m

F_N = 7.5 ^. 5 = 37.5 m²

Q_1N = 37.5^. 0,854 (17.04 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 47148,99

Peretele de S

F_S = L_S ^. H

H = 5 m

L = 7 m

L_S= L + 2δ_S = 7 + 2 ^. 0,250 = 7.5 m

F_S = 7.5 ^. 5 = 37.5 m²

Q_1S = 37.5^. 0,854 (16,4 + 12) ^. 24 ^. 3,6 = 78581,66

Peretele de E

F_E = L_E ^. H

H = 5 m

L = 5 m

L_E= L + 2δ_E = 5 + 2 ^. 0,250 = 5.5 m

F_E = 5.5 ^. 5 = 27.5 m²

Q_1E = 27,5 ^. 0,854 (17.04 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 34575,93

Δt_E = 0,6 ^. Δt_ec = 0,6 ^. 28.4 = 17.04 ^oC

Peretele de V

F_V = L_V ^. H

H = 5 m

L = 5 m

L_V= L + 2δ_V = 5 + 2 ^. 0,250 = 5.5 m

F_V = 5.5 ^. 5 = 27.5 m²

Q_1V = 27.5 ^. 0,854 (17,04 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 34575,93

Plafon

F = L ^. l

l = 5 m

L = 7 m

L= L + 2δ = 7 + 2 ^. 0,06 = 7.12 m

F = 7.12 ^. 5 = 35,6 m²

Q₁ = 35,6 ^. 0,783 (11.36 + 15) ^. 24 ^. 3,6 = 63484,96

Pardosela

F = L ^. l

l = 5 m

L = 7 m

L= L + 2δ = 7 + 2 ^. 0,06 = 7.12 m

F = 7.12 ^. 5 = 35,6 m²

Q₁ = 35,6 ^. 0,471 ^.15 ^. 24 ^. 3,6 = 21730,80

Q₁ = 47148,99+78581,66+34575,93+34575,93+63484,96+21730,80 = 280098,27

Tabel nr. 1.5

A.7.b. Calculul necesarului de frig pentru acoperirea caldurii degajate in timpul procesului tehnologic

Pentru depozitul de Maturare I:

Q₂ = 0

A.7.c. Calculul necesarului de frig pentru ventilarea spatiului de Maturare I

Q₃ = V ^. a ^. ρ (h_ext - h_int)

in care:

V - volumul initial al camerei (m²)

a - numarul de recirculari ale aerului in 24h

ρ - densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

h_ext - entalpia aerului coreponzatoare temperaturii exterioare t_ec

h_int - entalpia aerului coreponzatoare temperaturii din incinta

Cunoastem: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m³

t_ec = 28

V = H ^. L ^. l = 175 m³

Q₃ = 175 ^. 3 ^. 1,256 ( 81 - 33 )

Q₃ = 31651,2

A.7.d. Calculul necesarului de frig pentru a acoperirea caldurii degajate prin exploatarea spatiilor frigorifice

Q₄ = β ^.

in care: β - coeficient ce tine cont de suprafata pardoselei

F>300 m² β = 0,1

150< F< 300 m² β = 0,2

80 < F < 150 m² β = 0,3

F < 80 m² β = 0,4

Asadar :    Q₄ = 0,4 ^. 280098,27 = 112.039,308

A.7.e. Calculul necesarului zilnic de frig al spatiului frigorific

Q =

Q =

B. Calculul izolatiei termice a depozitului de Maturare II

Se considera peretii de N, E, V interiori si cel de S exterior.

Cunoastem: T_i =4^oC

B.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Se stiu:

λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Asadar,

B.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Se stiu:

λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29.04 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Si atunci, obtinem

B.3. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Stim λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Si atunci:

B.4. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,44 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Calculam:

B.5. Calculul izolatiei pentru plafon

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29,07 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Si calculam:

B.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Stim: λ_iz = 0,04 W/m ^. K

α_e = W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Calculam

Tabel nr. 1.6

B.7. Calculul necesarului de frig

B.7.1. Necesarul de frig pentru acoperirea caldurii patrunse prin conduntie, convectie si radiatie

Necesarul de frig pentru sectia proiectata se calculeaza cu ajutorul urmatoarelor relatii:

F - Suprafata de schimb de caldura a peretilor, pardoselii si plafonului corespunzator fiecarui spatiu in parte;

K_r - coeficient global de transfer termic prin element delimitator dintre suprafata delimitatoare si spatiul exterior recirculat dupa standardizarea izolatiei

Δt - diferenta de temperatura dintre temperatura mediului exterior si temperatura interioara spatiului;

Δt_r - diferenta de temperatura care reprezinta actiunea radiatiilor solare asupra intensitatii transmiterii caldurii;

Coeficientul Δt_r se ia in consideratie numai la peretii exteriori si plafon:

pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δt_r = 0 ^oC

pentru peretii exteriori orientati E sau V Δt_r = 6 8 ^oC (vara)

Δt_r = 2 4 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S-E sau S-V Δt_r = 8 12 ^oC (vara)

Δt_r = 4 6 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S Δt_r = 12 15 ^oC (vara)

Δt_r = 6 12 ^oC (iarna)

pentru plafon Δt_r = 15 18 ^oC (vara)

Δt_r = 10 12 ^oC (iarna)

In stabilirea acestor coeficienti s-a tinut cont de valorile medii pentru latitudinea de 45^o, la care se situeaza tara noastra.

Calculul necesarului de frig pentru depozitul de maturare II:

Peretele de N

F_N = L_N ^. H

H = 5 m

L = 20 m

L_N= L + 2δ_N = 20 + 2 ^. 0,250 = 20.5 m

F_N = 20,5 ^. 5 = 102.5 m²

Q_1N = 102.5^. 0,854 (17.04 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 128873,92

Peretele de S

F_S = L_S ^. H

H = 5 m

L = 20 m

L_S= L + 2δ_S = 20 + 2 ^. 0,250 = 20.5 m

F_S = 20.5 ^. 5 = 102.5 m²

Q_1S = 102.5^. 0,854 (24,4 + 12) ^. 24 ^. 3,6 = 275294,07

Peretele de E

F_E = L_E ^. H

H = 5 m

L = 7 m

L_E= L + 2δ_E = 7 + 2 ^. 0,250 = 7,5 m

F_E = 7,5 ^. 5 = 37,5 m²

Q_1E = 37,5 ^. 0,854 (11,36 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 31432,66

Peretele de V

F_V = L_V ^. H

H = 5 m

L = 7 m

L_V= L + 2δ_V = 7 + 2 ^. 0,250 = 7.5 m

F_V = 7.5 ^. 5 = 37.5 m²

Q_1V = 37.5 ^. 0,854 (17.04 +0 ) ^. 24 ^. 3,6 = 47148,99

Plafon

F = L ^. l

l = 7 m

L = 20 m

L= L + 2δ = 20 + 2 ^. 0,06 = 20,12 m

F = 20.12 ^. 7 = 140,84 m²

Q₁ = 140,84 ^. 0,783 (11,36 + 15) ^. 24 ^. 3,6 = 788917,98

Pardosela

F = L ^. l

l = 7 m

L = 20 m

L= L + 2δ = 20 + 2 ^. 0,06 = 20,12 m

F = 20,12^. 7 = 140,84 m²

Q₁ = 140,84 ^. 0,471 ^.15 ^. 24 ^. 3,6 = 85970,98

Q₁=128873,92+275294,07+31432,66+47148,99+788917,98+85970,98

Q₁=1357638,6 [Kj/24h]

Tabel nr. 1.7

B.7.2. Calculul necesarului de frig pentru acoperirea caldurii degajate in timpul procesului tehnologic

Stim: Q₂ = 0

B.7.3. Calculul necesarului de frig pentru ventilarea spatiului de Maturare II

Q₃ = V ^. a ^. ρ (h_ext - h_int)

in care: V - volumul initial al camerei (m²)

a - numarul de recirculari ale aerului in 24h

ρ - densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

h_ext - entalpia aerului corespunzatoare temperaturii exterioare t_ec

h_int - entalpia aerului corespunzatoare temperaturii din incinta

Cunoastem: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m³

t_ec = 28.4

V = H ^. L ^. l = 700 m³

Si atunci: Q₃ = 700 ^. 3 ^. 1,256 ( 81 - 13 )

Q₃ = 179356,8

B.7.4. Calculul necesarului de frig pentru acoperirea caldurii degajate prin exploatarea spatiilor frigorifice

Q₄ = β ^.

in care: β - coeficient ce tine cont de suprafata pardoselei

F>300 m² β = 0,1

150< F< 300 m² β = 0,2

80 < F < 150 m² β = 0,3

F < 80 m² β = 0,4

Si atunci : Q₄ = 0,3 ^. 1357638,6 = 407291,58

B.7.5. Calculul necesarului zilnic de frig al spatiului frigorific

Q =

Q = 1357638,6 +0 +179356,8 +407291,58 = 1944286,98

C. Calculul izolatiei termice a depozitului de Refrigerare

Se considera peretii N, E, V interiori, iar peretele de S exterior.

Cunoastem: T_i =2^oC

C.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,04 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

C.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29,07 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

C.3. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,04 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

C.4. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 17,04 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

C.5. Calculul izolatiei pentru plafon

Stim: λ_iz = 0,035 W/m ^. K

α_e = 29,07 W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

C.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Stim: λ_iz = 0,04 W/m ^. K

α_e = W/m^{2 .} K

α_i = 8,14 W/m^{2 .} K

K = 0,5 W/m^{2 .} K

Tabel nr. 1.8

C.7. Calculul necesarului de frig

C.7.1. Necesarul de frig pentru acoperirea caldurii patrunse prin conduntie, convectie si radiatie

Necesarul de frig pentru sectia proiectata se calculeaza cu ajutorul urmatoarelor relatii:

in care: F - Suprafata de schimb de caldura a peretilor, pardoselii si plafonului corespunzator fiecarui spatiu in parte;

K_r - coeficient global de transfer termic prin element delimitator dintre suprafata delimitatoare si spatiul exterior reclculat dupa standardizarea izolatiei

Δt - diferenta de temperatura dintre temperatura mediului exterior si temperatura interioara spatiului;

Δt_r - diferenta de temperatura care reprezinta actiunea radiatiilor solare asupra intensitatii transmiterii caldurii.

Parametrul Δt_r se ia in consideratie numai la peretii exteriori si plafon:

pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δt_r = 0 ^oC

pentru peretii exteriori orientati E sau V Δt_r = 6 8 ^oC (vara)

Δt_r = 2 4 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S-E sau S-V Δt_r = 8 12 ^oC (vara)

Δt_r = 4 6 ^oC (iarna)

pentru peretii exteriori orientati S Δt_r = 12 15 ^oC (vara)

Δt_r = 6 12 ^oC (iarna)

pentru plafon Δt_r = 15 18 ^oC (vara)

Δt_r = 10 12 ^oC (iarna)

In stabilirea acestor coeficienti s-au avut in vedere valorile medii pentru latitudinea de 45^o, la care se situeaza tara noastra.

Calculul necesarului de frig pentru depozitul de refrigerare:

Peretele de N

F_N = L_N ^. H

H = 5 m

L = 20 m

L_N= L + 2δ_N = 20 + 2 ^. 0,250 = 20,5 m

F_N = 20,5 ^. 5 = 102,5 m²

Q_1N = 102,5 ^. 0,854 (17.04 + 0) ^. 24 ^. 3,6 = 128873.92

Peretele de S

F_S = L_S ^. H

H = 5 m

L = 20 m

L_S= L + 2δ_S = 20 + 2 ^. 0,250 = 20,5 m

F_S = 20,5 ^. 5 = 102,5 m²

Q_1S = 102,5 ^. 0,854 (26,4 + 12) ^. 24 ^. 3,6 = 290420,12

Peretele de V

F_V = L_V ^. H

H = 5 m

L = 12 m

L_V= L + 2δ_V = 12 + 2 ^. 0,250 = 12,5 m

F_V = 12,5 ^. 5 = 62,5 m²

Q_1V = 62,5 ^. 0,854 (17.04 +0 ) ^. 24 ^. 3,6 = 78581,66

Peretele de E

F_E = L_E ^. H

H = 5 m

L = 12 m

L_E= L + 2δ_E = 12 + 2 ^. 0,250 = 12,5 m

F_E = 12,5 ^. 5 = 62,5 m²

Q_1E = 62,5 ^. 0,854 (17,04 +0 ) ^. 24 ^. 3,6 = 78581,66

Plafon

F = L ^. l

l = 12 m

L = 20 m

L= L + 2δ = 20 + 2 ^. 0,06 =20,12 m

F = 20,12 ^. 12 = 241,44 m²

Q₁ = 241,44 ^. 0,783 (11,36 + 15) ^. 24 ^. 3,6 = 430556,48

Pardosela

F = L ^. l

l = 12 m

L = 20 m

L= L + 2δ = 20 + 2 ^. 0,06 = 20,12 m

F = 20,12 ^. 12 = 241,44 m²

Q₁ = 241,44 ^. 0,471 ^.15 ^. 24 ^. 3,6 = 147378,83

Q₁=128873,92+290420,12+78581,66+78581,66+430556,48+147378,83

Q₁= 1154392,67

Tabel nr. 1.9

C.7.2. Calculul necesarului de frig pentru acoperirea caldurii degajate in timpul procesului tehnologic.

Cunoastem: Q₂ = 0

C.7.3. Calculul necesarului de frig pentru ventilarea spatiului de depozitare

Q₃ = V ^. a ^. ρ (h_ext - h_int)

in care: V - volumul initial al camerei (m²)

a - numarul de recirculari ale aerului in 24h

ρ - densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

h_ext - entalpia aerului coreponzatoare temperaturii exterioare t_ec

h_int - entalpia aerului coreponzatoare temperaturii din incinta

Stim: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m³

t_ec = 28

V = H ^. L ^. l = 5^. 20^. 12= 1200 m³

Si atunci:

Q₃ = 1200 ^. 3 ^. 1,256 ( 81 - 12 )

Q₃ = 4521,6

C.7.4. Calculul necesarului de frig pentru a acoperirea caldurii degajate prin exploatarea spatiilor frigorifice

Q₄ = β ^.

in care: β - coeficient ce tine cont de suprafata pardoselei

F>300 m² β = 0,1

150< F< 300 m² β = 0,2

80 < F < 150 m² β = 0,3

F < 80 m² β = 0,4

Si atunci:

Q₄ = 0,1 ^. 1154392,67 = 115439,26

C.7.5. Calculul necesarului zilnic de frig al spatiului frigorific

Q =

Q = 1154392,67 +0 +4521,6 + 115439,26 = 1274353,53

D. Stabilirea sarcinii frigorifice a instalatiei

Sarcina frigorifica se calculeaza cu relatia:

Φ₀ =

in care: - necesarul zilnic de frig

2022 - timpul de functionare a compresoarelor h

β - coeficent ce tine cont de sistemul de racire folosit

β = 1,05 pentru un sistem de racire direct

β = 1,2 pentru sistem de racire indirect

Si atunci:

2 Alegerea si descrierea instalatiei frigorifice

Instalatia care se proiecteaza este o instalatie frigorifica cu compresie mecanica de vapori in doua trepte de compresie si doua laminari. Aceasta instalatie realizeaza temperaturi foarte scazute pentru procesele de congelare pe treapta de joasa presiune si temperaturi moderate pentru procesele de refrigerare pe treapta de inalta presiune.

Schema instalatiei frigorifice cu compresie mecanica de vapori cu doua trepte de compresie si doua laminari este prezentata in Anexa 8.

Instalatia frigorifica cu compresie mecanica de vapori in doua trepte de compresie si doua laminari se compune din:

C₁ - compresorul de pe treapta de inalta presiune;

C_{2 -} compresorul de pe treapta de joasa presiune;

V₁ - vaporizatorul de pe treapta de inalta presiune, care asigura temperaturi scazute;

V₂ - vaporizatorul de pe treapta de joasa presiune, care asigura temperaturi foarte coborate;

VL₁, VL₂ - ventile de laminare;

BI - butelie intermediara;

K - condensator;

SR - subracitorul de condens;

R - racitorul intermediar;

SL - separatorul de lichid.

Functionarea instalatiei:

Pe treapta de joasa presiune in vaporizatorul V₂ are loc vaporizarea izoterm-izobara a agentului frigorific cu realizarea unor temperaturi foarte scazute. Vaporii rezultati in vaporizatorul V₂ revin in separatorul de lichid SL unde faza lichida este retinuta si sub forma de vapori saturati uscati cu parametrii de stare ai punctului 1 (p₀₂, t₀₂, x=1), sunt aspirati de compresorul C₂ de pe treapta de joasa presiune. In compresorul C₂ are loc compresia adiabatica si aducerea agentului de la parametrii de lucru ai vaporizatorului V₂ (p₀₂) la cei ai buteliei intermediare BI (p₀₁). Rezulta agent refulat cu parametrii de stare ai punctului 2 (p₀₁, t₂).

Pentru compresie se rezerva energia mecanica Lc₂ si se realizeaza un raport de compresie:

Z₂ =

Daca temperatura agentului refulat, t₂, este mai mare ca temperatura subracitorului de condens, intre compresorul C₂ si butelia intermediara BI, se interpune un racitor R, care raceste izobar agentul, folosind apa de put de adancime.

Are loc racirea izobara a agentului pana la parametrii de stare ai punctului 2' (p₀₁, t_SR ). Cu acesti parametrii, agentul intra in butelia intermediara BI si este racit izobar pana la starea de saturatie. In butelia intermediara BI sunt retinute si particulele lichide, iar agentul frigorific sub forma de (agenti) vapori saturati uscati cu parametrii de stare ai punctului 3 (p₀₁, t₀₁, x=1) intra in compresorul C₁ de pe treapta de inalta presiune. Aici are loc compresia adiabatica si aducerea acestora de la parametrii de lucru ai buteliei intermediare, BI (p₀₁) la cei ai condensatorului (p_K).

Compresorul C₁ realizeaza un raport de compresie: , consumand (lucrul) energia mecanica, L_c1, iar agentul rezultat are parametrii punctului 4 (p_K, t₄). Cu acesti parametrii agentul intra in condensatorul K si apoi raciti izobar pana la starea de saturatie corespunzatoare punctului 5 (p_K, t_K, x=1), dupa care in condensatorul K are loc condensarea izoterm - izobara si preluarea fluxului _K de catre apa de racire, care se incalzeste de la t_wi la t_wf. Condensul rezultat are parametrii de stare ai punctului 6 (p_K, t_K, x=0).

Pentru diminuarea efectului ireversibil al laminarii, condensul astfel obtinut este subracit izobar in subracitorul de condens, SR. Pentru subracirea condensului se foloseste apa racita sau apa de put de adancime, apa care preia fluxul, _SR si se incalzeste de la t_wpi la t_wpf. Rezulta condens subracit cu parametrii punctului 7 (p_K, t_SR). Condensul subracit este laminat in ventilul de laminare VL₁ si readus printr-o transformare izentalpica de la parametrii de lucru ai condensatorului K(p_K) la cei ai buteliei intermediare BI (p₀₁). Agentul laminat cu parametrii de stare ai punctului 8 (p₀₁, t₀₁, x₈). In butelia intermediara, BI cu functii multiple, faza de vapori condenseaza izoterm-izobar si agentul frigorific sub forma de lichid pur cu parametrii de stare ai punctului 9 (p₀₁, t₀₁, x=0) intra in ventilul de laminare, VL₂. Din butelia intermediara, BI, agentul frigorific cu parametrii de stare ai punctului 8 intra in vaporizatorul V_1, unde se vaporizeaza izoterm - izobar si realizeaza sarcina frigorifica, ₀₁ la un consumator de frig ce necesita o temperatura t_c1 destinata refrigerarii si depozitarii produselor refrigerate. Agentul frigorific cu parametrii de stare ai punctului 9 este dirijat spre ventilul de laminare VL₂ si adus prin laminare izentalpica de la parametrii de lucru ai buteliei intermediare, BI (p₀₁) la cei ai vaporizatorului V₂ (p₀₂). Agentul laminat are parametrii de stare ai punctului 10 (p₀₂, t₀₂, x₁₀). Cu acesti parametrii agentul intra in separatorul de lichid, SL si prin cadere libera in vaporizatorul V₂, se vaporizeaza izoterm-izobar realizand sarcina frigorifica ₀₂ si temperatura t_c2 la cel de-al doilea consumator de frig si ciclul se reia.

Analiza unei astfel de instalatii se face prin reprezentarea ciclului frigorific in diagramele T-D si log p - h.

Figura nr.2.1

Reprezentarea ciclului frigorific dupa diagrama T-D

Figura nr.2.2

Reprezentarea ciclului frigorific dupa diagrama log p-h

Semnificatia transformarilor in cele doua diagrame este urmatoarea:

1-2 - compresie adiabatica in compresorul C₂ de joasa presiune;

2-2' - racire izobara in racitorul intermediar R;

2'-3 - racire izobara in butelia intermediara, BI;

3-4 - compresie adiabatica in compresorul C₁ de inalta presiune;

4-5 - racire izobara in condensatorul K;

5-6 - condensare izoterm-izobara in condensatorul, K;

6-7 - racire izobara in subracitorul de condensare, SR;

7-8 - laminare izentalpica in ventilul de laminare, VL₁;

8-3 - vaporizare izoterm - izobara in vaporizatorul V₁ cu producerea fluxului ₀₁;

8-9 - condensare izoterm - izobara a fractiunii de vapori rezultata in procesul laminarii izentalpice;

9-10 - laminare izentalpica in ventilul de laminare, VL₂;

10-1 - vaporizare izoterm-izobara in vaporizatorul V_2.

3 Calculul Instalatiei Frigorifice

Stabilirea regimului de lucru al instalatiei frigorifice cu compresie mecanica de vapori in doua trepte de compresie si doua laminari in functie de regimul termic necesar la consumatorii de frig.

La vaporizator

T_s = t_c-(5.10⁰C)

unde:

T _s- este temperatura medie a agentului intermediar utilizat la sistemul de racire indirecta, sC ;

T_c - este cea mai mica temperatura necesara la consumatorul de frig, sC;

T₀ = t_s-(5..10sC)

T₀ - este temperatura de vaporizare a agentului frigorific, sC.

In cazul instalatiilor cu doua trepte de compresie se stabilesc regimurile de lucru la cele doua vaporizatoare ale instalatiei:

T_s1 = t_c1-(5.. 10⁰C) t_s2 = t_c2-(5..10⁰C)

T₀₁ = t_s1-(5..10⁰C)    t₀₂ = t_s2-(5..10⁰C)

unde:

T_c1 - cea mai mica temperatura necesara la consumatorii de frig cu regim de refrigerare ⁰C;

T_c2 - cea mai mica temperatura necesara la consumatorii de frig cu regim de congelare ⁰C ;   

Din diagrama log p-h se scot presiunile de vaporizare corespunzatoare temperaturilor de vaporizare.

Vaporizatorul V₁

T_s1 = t_c1-(5..10⁰C)

T_c1 = 1⁰C

T_s1 = -5⁰C

T_o1 = -5-(+10)= -15⁰C

P₀₁ = φ(t₀₁)

P₀₁ = φ(-15⁰C)= 2,4 atm

Vaporizatorul V₂

T_s2 = t_c2 -(5..10⁰C)

T_c2 = -18⁰C

T_s2 = -18-7= -25⁰C

T_o2 = t_s2-(5..10⁰C)

T₀₂ = -25-10= -35⁰C

P₀₂ = φ(t₀₂)

P_o2 = φ(-35⁰C)=0,9 atm

La condensator

Se impune o diferenta de temperatura a apei in turnul de racire:

Δt_TR = tφ-t_r=5⁰C

unde:

T_r - temperatura apei recirculate;

Tφ - temperatura finala a apei in turnul de racire;

T _r = t_um+(5..10⁰C)

T_um - temperatura termometrului umed ⁰C;

T_um = φ(t_ec,x_vm)

T_φ = Δt_TR+t_r,⁰C

Gradul de incalzire al apei in condensator este:

Δt_WK = t_f-t_i = 4..6⁰C

T_i = tφ-Δt_K,⁰C

Se calculeaza temperatura medie a apei:

T_W = [sC]

si temperatura de condensare a agentului frigorific:

T_K = t_W + (5..10 sC)

Din diagrama log p-h se determina presiunea de condensare corespunzatoare temperaturii de condensare:

T_um = φ(28.9;10)

T_um = 18⁰C

T_r = 18 + 5 = 23⁰C

Tφ = Δt_TR+t_r

T_φ = 23 + 5 = 27⁰C

T_φ = 27⁰C

T_i = 27 - 6 = 21⁰C

T_i = 21⁰C

Si atunci calculam:

T_w = =24sC

T_K = 24 + 5 = 29sC

La subracitor

T_SR = t_wp + (4..6sC)

in care:

t_wp - este temperatura apei de put de adancime,sC.

t_wp = 10..15⁰C

T_SR = 10 + 5 = 15 sC

T_SR = 15 sC

Se scot parametrii de stare ai agentului in punctele caracteristice ciclului din diagrama p-h si se calculeaza marimile specifice si extensibile ale instalatiei:

Tabel nr. 3.1

Calculul marimilor specifice

calculul sarcinilor frigorifice specifice ale instalatiei:

Q₀₁ = h₃ - h₈ = 1348 - 192 = 1156 KJ/Kg

Q₀₂ = h1- h₁₀ = 1320 - 54 = 1266 KJ/Kg

calculul sarcinilor termice specifice a condensatorului

Q_K = h₆ - h₄ = 264 - 157 =1312 KJ/Kg

calculul sarcinii termice specifice a racitorului:

Q_R = h_2* - h₂ = 1374 - 1440 = -66 KJ/Kg

calculul lucrului mecanic specific la compresorul de pe treapta de inalta presiune

l_c1 = h₄-h₃=1576-1348=228KJ/Kg

calculul lucrului mecanic specific la compresorul de pe treapta de joasa presiune

l_c2 = h₂ - h₁ = 1440-1320 =120 KJ/Kg

calculul sarcinii termice specifice a subracitorului

Q_SR = h₇ - h₆ = 192 - 264 = -72 KJ/Kg

debitul masic de agent vehiculat pe treapta de inalta presiune

M₁ = ,Kg/h

M₁ = =0.59Kg/h

M₁ =0.59Kg/h

debitul masic de agent vehiculat pe treapta de joasa presiune

M₂ = ,Kg/h

M₂ = = 0.27 Kg/h

M₂ = 0.27 Kg/h

debitul masic de agent vehiculat in intreaga instalatie

M = m₁ + m2 ,Kg/h

M = 0.59+0.27 =0.89 Kg/h

M=0.89Kg/h

Calculul marimilor extensibile

Ф_Sr = m q_SR =0.8972= 64.6 KJ/h

Ф_K = m q_K= 0.891312= 1167.68 KJ/h

Ф_R = m₂ (h_2* - h₂) = m₂ q_R= 0.27 66= 17.82 KJ/h

W_{K =} ,Kg/h

unde W_k - este debitul masic de apa vehiculata prin condensator;

C_w - 4,186Kj/KgK   

Δtw = 6⁰C

W_K = =46,49 Kg/h

w_SR - este debitul masic de apa vehiculata prin subracitor, Kg/h

W_SR = [Kg/h]

w_SR = =2.5 Kg/h

W_R - este debitul masic de apa vehiculata prin racitor, Kg/h

W_R = ,Kg/h

W_R = =0.7 kg/h

Calculul eficientei frigorifice a ciclului si abaterea acestuia fata de ciclul Carnot inversat

calculul eficientelor frigorifice dupa Carnot

Є_c1 =

T_K = 29⁰C T_K = 273 + 29 = 302 K

T₀₁ = -15⁰C T₀₁ = 273 - ( -15) = 258 K

Є_c1

Є_c1

Є_c2

calculul eficientelor reale

Є_ρ1

Є_ρ2

calculul abaterilor eficientelor reale fata de cele ale ciclului Carnot inversat

Є_ρc1

Є_ρc2= = = 0,81

Dimensionarea si alegerea compresoarelor

Alegerea compresoarelor se face tinand cont de sarcinile frigorifice ale instalatiei in conditii de lucru si conditii normale.

Conditiile normale sunt date de regimul termic:

T₀ = - 10⁰C

T_K = 29⁰C

T_SR = 15⁰C

Sarcina frigorifica in conditii normale se calculeaza astfel:

Ф_ON = ф_Ol [Kcal/h]

in care:

Λ - coeficientul de livrare cu semnificatia unui randament

Λ_N - 0,18

Λ_L = φ(t₀,t_K)

Q_OVN- sarcina frigorifica specifica volumica in conditii normale

Q_OVN = 673,8 Kcal/m³

Ф_Ol - sarcina frigorifica calculata in conditii de lucru, Kcal/h

Pentru instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari, alegerea compresoarelor se va face tinand cont de sarcinile frigorifice realizate pe fiecare treapta.

calculul sarcinii frigorifice realizate pe treapta de inalta presiune, in conditii normale

Ф_ON1 = ф₀₁ [Kcal/h]

in care:

Λ_1N = 0,81

Λ_1L = 0,71

(q_OV1)_N = 673, Kcal/m³

(q_OV1)_L = = = 2018 Kcal/h

Ф_ON1 = 689.28 = 261,26 Kcal/h

calculul sarcinii frigorifice realizate pe treapta de joasa presiune in conditii normale

Ф_ON2 = ф_O2 [Kcal/h]

in care:

Ф_O2 = 344.64 KJ/h

Λ_2N = 0,81

q_O2VN = 673,8 [Kcal/m³]

Λ_2L = ρ(t₀₂,t_K)

t_o2 = -35⁰C

Λ_2L = 0,496

Dimensionarea de racire si alegerea condensatoarelor si a turnului

Condensatoarele se aleg in functie de suprafata de schimb de caldura necesara. Calculul suprafetei de schimb termic se face:

F_K = [m²]

in care:

K - este coeficientul global de transfer termic, Kcal/m²Kh;

K= 700-800 Kcal/m²hK

Δt_med - este diferenta medie de temperatura realizata intre amoniac (t₄-t_K) si apa (t_i-t_φ);

Ф_K - este sarcina termica a condensatorului KJ/h.

t₄

t_K

Δt_M

Δt_m

t_i = t_wi t_wρ = t_ρ

Figura nr. 3.1

Se cunosc:

Ф_K =1167.68 KJ/h

t_i = t_wi = 20⁰C

t_ρ = t_wρ = 26⁰C

t_K = 29⁰C

t₄ = 80⁰C

Δt_M = t₄ - t_ρ= 80-26 = 54⁰C

Δt_m = t_K- t_i = 29 - 20 = 9⁰C

_{= >} 2 Δt_med = , ⁰C

Δt_{me d}==== 6,8 sC

K = 700 4,186 = 2930,2 (W/m².K)

F_{K = =} m² CA 16

alegerea turnului de racire se face in functie de sarcina termica realizata

Ф_TR = Wc_w(t_ρ-t_r) [Kcal/h]

unde:

W_r - este debitul de apa recirculata Kg/h;

W_r = 70%W_K

t_ρ - t_r = 5⁰C

c_w - este caldura specifica masica a apei, Kcal/Kggrad;

c_w = 1 Kcal/Kg grad

w_K = 46.49

w_r = 46.49 = 32.54 Kg/h

_TR =32.54 1 5 =172.7 Kcal/h TR-150

Dimensionarea, alegerea vaporizatoarelor si a bazinelor de racire a agentului intermediar

alegerea bazinelor de racire

Bazinul de racire se alege si se dimensioneaza in functie de agentul intermediar necesar si de suprafata de schimb de caldura necesara vaporizatorului:

V_BR = (1/31,6) m³

unde:

m_s - este debitul de agent intermediar, Kg/h;

m_s = , Kg/h

c_s - este caldura specifica masica a agentului intermediar, KJ/Kg k;

c_s = ρ(t_s,t_g,ρ_s)

t_g - este temperatura de inghet a agentului intermediar;

t_g = t₀-(35)sC

'₀ - este sarcina frigorifica a vaporizatorului, KJ/h;

/1,2

alegerea bazinului de racire de pe treapta de inalta presiune

V_BR1 = () m³

in care:

Δts = 6⁰C

m_s1 = Kg/h

'₀ = == 574,4 KJ/h

ρ_s1 = 1190 Kg/m³

t_s1 = -5 sC

c_s1 = 3,035 (KJ/Kg K)

t_g1 = t_o1(35)⁰C

t_g1 = -20⁰C

m_{s1 =} = 16933 Kg/h

V_BR1 = = 2,14m³1xBR- A4 cu 4 compartimente

m_{1 = =} 2

alegerea bazinului de racire de pe treapta de joasa presiune

V_BR2 = , m³

in care:

Δt_S = 6⁰C

t_S2 = -25⁰C

ρ_S2 = 1260 Kg/m³

t_g2 = - 40⁰C

c_S2 = 2,748KJ/KgK

m_S2 = , Kg/h

Ф^'₀₂ = == 287.2 KJ/Kg

m_S2 = = 13344,91Kg/h

V_BR2 = = 2,10m³1XBR-A₄ cu 4 compartimente

n₂ = n₁ = 2

vaporizatorul se alege in functie de tipul bazinului de racire (cate un vaporizator pentru fiecare compartiment al bazinului) si de suprafata de schimb termic necesara:

F = ф₀/(K.Δt_med), m²

unde:

K- este coeficientul global de transfer termic, W/(m²K);

K = 1674,4 W/(m²K)

Pentru instalatiile frigorifice cu doua trepte de compresie si doua laminari se tine cont de sarcinile frigorifice ale vaporizatoarelor si de debitele de agent intermediar necesar pe fiecare treapta.

alegerea vaporizatoarelor de pe treapta de inalta presiune

F₁ = , m²

in care:

Ф₀₁ = 391870 KJ/h

K = 1674,4 W/m²K

t₀₁ = -15 sC

t (sC)

t_si

t_s1ρ

Δt_M

t₀₁ Δt_m

F (m²)

Figura nr.3.2

Unde:

t_s1 = -5⁰C

Δt_S = 6⁰C

t_s1i = t_s1 + = -5 + 3 = -2⁰C

t_s1φ = t_s1- = -5 - 3 = -8⁰C

t_s1i = -2⁰C

t_s1φ = -8⁰C

Δt_M = t_s1i - t_{0 1} = -2 +15 = 13⁰C

Δt_m = -t₀₁ = -8 + 15= -7⁰C

=2Δt_med = = 10⁰C

Δt_med = 10⁰C

F₁ = = 2340m² E - 3X5,5

alegerea vaporizatoarelor de pe treapta de joasa presiune

F₂ =,m²

in care:

Ф₀₂ = 264037 W

K = 1674,4 W/(m²K)

t (sC)

t_s2i

t_s2ρ

Δt_M

t₀₂ Δt_m

F (m²)

Figura nr. 3.3

in care:

Δt _s= 6⁰C

t_s2 = -25⁰C

Δt_s2i = t_s2 + = -25+= -25 +3= -22⁰C

Δt_s2φ = t_s2 - = -25 -3= -28⁰C

t_s2 = -25⁰C

t_o2 = -35⁰C

Δt_m = t_s2φ - t₀₂ = -28 +35 = 7⁰C

Δt_M = t_s2i - t₀₂ = -22 +35 =13⁰C

= <2 Δt_med = , ⁰C

Δt_med = = 10⁰C

Δt_med = 10⁰C

F₂ = = 15,76m² E_i - 3X5,5

Dimensionarea si alegerea subracitorului de condens

Alegerea subracitorului de condens se face in functie de suprafata de schimb termic necesara:

F = [m²]

unde:

K - este coeficientul global de transfer termic;

K = 200-300 Kcal/m².h.grad;

Δt_med - diferenta medie de temperatura calculata in functie de diagrama termica a subracitorului pentru care se face calculul si raportul Δt_max/Δt_min.

Ф_SR = 41553 KJ/h

K = 200 Kcal/m2 h grad

t (sC)

t_K

t_SR t_wpρ

t_wpi

F (m²)

Figura nr. 3.4

Se cunosc:

t_SR = 15⁰C

t_K = 29⁰C

Δt_WP = 6⁰C

t_wp = 10⁰C

t_WPφ = t_WP + =10 += 13⁰C

t_WPi = t_WP- =10 -= 7⁰C

Δt_m = t_SR - t_WPi = 15 - 7 = 8⁰

Δt_M = t_K - t_WPφ = 28 -13 = 15⁰C

= < 2Δt_med =, ⁰C

Δt_med = = 11,5⁰C

Δt_med = 11,5⁰C

F = = 4,485 m²

F = 5 m²

Tipul subracitorului de condens : SCC-4

Dimensionarea si alegerea aparatelor auxiliare

Dimensionarea si alegerea separatorului de lichid

Separatorul de lichid este un aparat vertical de forma cilindrica, avand rolul de a separa picaturile de lichid din vaporii de amoniac rezultati din vaporizator. Se alege in functie de debitul volumic de agent vehiculat sub forma de amestec lichid-vapori si de diametru.

V = , [m³/h]

V = 3600w

unde:

n - este numarul de separatoare de lichid;

n - este numarul de bazine de racire ori numarul de compartimente/2;

w - este viteza agentului frigorific (amoniac);

w = 0,2-0,3m/s

d - diametru

d =, [m]

V-este debitul volumic de agent vehiculat, (m³/h);

V = mv₁

Pentru instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari, la alegerea separatoarelor de lichid se tine seama de numarul de bazine de racire ales pe fiecare treapta si de debitele volumice v₁ si v₃.

V₁ = m₂v₁

V₃ = m₁v₃

alegerea separatorului de lichid de pe treapta de inalta presiune

V₁ = 3600w , (m³/h)

in care: n₁ = n₂ = 2

w = 0,2 m/s

m₂ = 208,56 Kg/h

v₁ = 1,5 m³/Kg

V₁ = m₂v₁ = 208,56 1,5= 312,84 [m³/h]

d₁ =, [m]

d₁ ==0,52 m

d₁ =0,52 m /SLV-600

alegerea separatorului de lichid de pe treapta de joasa presiune

V₂ = 3600w [m³/h]

d₂ =, [m]

n₁ = 2

w = 0,2 m/s

m₁ = 338,98 Kg/h

v₃ = 0,57 m³/Kg

V₂ = m₁v₃ = 338,98 0,57= 193,21 [m³/h]

d₂ ==0,41 m

d₂=0,41 m /SLV-500

Dimensionarea si alegerea ventilului de laminare si a rezervorului de amoniac

Alegerea ventilului de laminare

Ventilul de laminare se alege in functie de diametrul orificiului de reglaj si de sarcina frigorifica a instalatiei.

Ф_OVL = [KJ/h]

unde:

n - este numarul separatoarelor de lichid.

Pentru instalatiile frigorifice cu doua trepte de compresie si doua laminari, ventilele de laminare se aleg tinand cont de sarcina frigorifica necesara pe fiecare treapta si de numarul separatoarelor de lichid dimensionate.

alegerea ventilului de laminare de pe treapta de inalta presiune VL₁

Ф_OVL1 = , [KJ/h]

unde: Ф_O1 = 1199,31 KJ/h

n₁ = 2

_OVL1 = = 35807 [Kj/h]

_OVL1 [KJ/h] /ERJ cu ф duza = 4 mm

alegerea ventilului de laminare de pe treapta de inalta presiune VL₂

Ф_O2 = 599,6 KJ/h

n₂ = 2

_OVL2 = =71 [KJ/h]

_OVL2 = 71 [KJ/h] /FRJ cu ф duza = 4 mm.

Alegerea rezervorului de amoniac

Rezervorul de amoniac este un recipient montat la iesirea agentului frigorific din condensator si indeplineste urmatoarele roluri:

colecteaza lichidul provenit din condensator;

colecteaza lichidul provenit dintr-o portiune a instalatiei ce trebuie evacuata;

asigura rezerva tampon de agent frigorific.

Rezervorul se umple 80% din volumul sau la o temperatura medie de 20sC si este prevazut cu :

manometru;

doua supape de siguranta.

Se alege in functie de volumul ocupat de agentul frigorific la iesirea din condensator:

V = , [m³/h]

unde:

ρ_NH3 - densitatea amoniacului la t_K, Kg/m³;

m - debitul orar de amoniac, Kg/h;

φ - gradul de umplere a rezervorului, φ = 80%.

Pentru un volum mai mic de 50% din capacitatea rezervorului standardizat nu mai este necesara introducerea rezervorului de amoniac in instalatie.

t_K = 29sC

ρ_NH3 = ρ(t_K)

ρ_NH3 = 591,5 Kg/m³

m = 577,12 Kg/h

V = 577,12 = 0,60 m³

V = 0,60 m³ /RA-1000

Dimensionarea si alegerea oalelor de ulei si a separatoarelor de ulei

Alegerea oalelor de ulei

Densitatea uleiului de ungere a compresorului fiind mai mare decat a amidonului lichid, uleiul se depune la partea inferioara a aparatului, unde, prin conducta de panta accelerata, se face legatura cu recipientul de colectare (oala de ulei).

Oalele de ulei sunt de doua tipuri:

oale de ulei verticale, pentru separatoarele de ulei;

oale de ulei orizontale, pentru conducte si rezervorul de amoniac.

Se alege cate o oala de ulei verticala la doua compresoare si o oala de ulei verticala pentru rezervorul de amoniac.

Alegerea separatorului de ulei

Separatorul de ulei se monteaza pe conducta de refulare a vaporilor de la fiecare compresor. Se alege in functie de diametrul calculat.

d =, [m]

unde:

V - debitul volumic de agent refulat de compresor;

V = mv₂ [m³/h]

n - numarul de compresoare ales;

w - viteza amoniacului la iesirea din compresor;

w = 0,3-0,4 m/s

Pentru instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari se tine cont de debitul volumic de amoniac refulat de compresoarele alese pentru fiecare treapta.

V₂ = m2v2

V₄ = mv₄

separatorul de ulei montat pe treapta de inalta presiune

d₁ = , [m]

unde: V₄ = mv_4, m³/h

m = 577,12 Kg/h

n₁ = 1

w = 0,3 m/s

v₄ = 0,14 m³/Kg

V₄ = 577,12 0,14= 80,79 [m³/h]

d₁ == 0,30 m

d₁ = 0,30 /SU-400

separatorul de ulei montat pe treapta de joasa presiune

d₂ =, [m]

unde: n₂ = 208,56 Kg/h

v₂ = 0,56 m³/Kg

n₂ = 2

w = 0,3 m/s

V₂ = m₂v_{2 ,} m³/h

V₂ = 208,560,56= 116,79 m³/h

d₂ == 0,26 m

d₂ = 0,26m /SU-300

Dimensionarea si alegerea filtrului de amoniac, a aparatului de dezaerare si a indicatorului de nivel

Alegerea filtrului de amoniac

Filtrul de amoniac se monteaza pe conducta de lichid de inalta presiune sau de joasa presiune; in cazul sistemului de circulatie cu pompe sunt prevazute cu tevi a caror diametru este cuprins intre 10 si 125 mm si trebuie sa corespunda diametrului nominal al tevii de legatura.

Filtrul are rolul de a separa impuritatile ce ar putea produce infundarea aparatelor de reglare si control. Se alege in functie de diametrul tevii de legatura.

d = , [m]

unde:

V - este debitul volumic de agent refulat de compresor;

V = mv₄ ,m³/h

n - numarul de separatoare de lichid;

w - viteza amoniacului la iesirea din compresor.

Pentru instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari se alege cate un filtru de amoniac pentru fiecare treapta de compresie, tinand cont de debitele volumice V₄ = mv₄ si V₉ = m2v9.

alegerea filtrului de amoniac montat pe conducta de lichid de inalta presiune

Cunoastem: n₁ = 2

w = 0,2 m/s

m = 577,12 Kg/h

v₆ =1,6810^-3 m³/Kg

d₁ =, [m]

V₆ = mv₆

V₆ = 577,12 1,68 10^-3= 0,97 m³/h

d₁ == 0,029 m

d₁ = 0.29 m    /FOC-30

alegerea filtrului de amoniac care este montat pe conducta de lichid de joasa presiune

d₂ =, [m]

unde: n₂ = 2

w = 0,2 m/s

m₂ = 208,56 Kg/h

v₉ = 1,52 10^-3 m³/s

V₉ = 208,56 1,59 10^-3= 0,317 [m³/h]

d₂ == 0,016 [m]

d₂ = 0,016 [m] /FOC-20

Alegerea aparatului de dezaerare

Aerul poate patrunde in instalatia frigorifica in timpul exploatarii prin neetanseitati daca presiunea din interior este mai mica decat cea din exterior. Dezaerarea are rolul de a separa aerul de gazele necondensabile care se cumuleaza in condensator, rezervor de amoniac, separator de lichid si separator de ulei pentru a evita cresterea presiunii la valori mici.

Alegerea indicatorului de nivel

Indicatorul de nivel se monteaza la unul din capetele rezervorului de amoniac si a condensatorului si serveste la determinarea nivelului de lichid din acesta. Este construit astfel incat sa permita curatirea interioara a sticlelor si opreste iesirea in afara a amoniacului. Se alege in functie de diametrul rezervorului de amoniac.

Dimensionarea si alegerea buteliei intermediare si a racitorului

Alegerea buteliei intermediare

Pentru instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari este necesara dimensionarea si alegerea buteliei intermediare. Aceasta se face in functie de diametrul calculat:

d=, [m]

unde:

V - este debitul volumic de agent refulat de compresor;

V = m₂v₃ , [m³/h]

w - viteza amoniacului la iesirea din compresor;

w = 0,2 - 0,3 m/s

v₃ = 0,57 m³ /Kg

m₂ = 208,56 Kg/h

w = 0,2 m/s

V = m₂v₃ = 208,56 0,57= 118,87 m³/h

V = 118,87 m³/h

d = =0,11 m

d = 0,21 m /BRI-500

Alegerea racitorului

Racitorul se alege in functie de suprafata de schimb necesara pentru racirea vaporilor de amoniac refulati de compresor de la t₂ la t_SR. Dimensionarea lui se face numai in cazul in care temperatura vaporilor de amoniac refulati de compresor t₂ este mai mare decat temperatura de subracire a condensatorului t_SR.

F = , [m²]

unde:

Ф_R - sarcina termica a racitorului, [Kj/h]

Ф_R = m₂ (h^'₂-h₂)

K = coeficientul global de transfer termic;

K = 200 - 300 Kcal/(m² h grad)

Δt_{me d} = diferenta medie de temperatura calculate in functie de diagrama termica a racitorului pentru care se face calculul si de raportul Δt_max/Δt_min.

Racirea vaporilor de amoniac se face cu apa de put de adancime, cu temperatura medie t_wp. Gradul de incalzire al apei de put de adancime este:

Δt_wp = 4..6sC

t (sC) t (sC)

t₂

t₂ = t_SR

Figura nr. 4

t _wpi t_wpρ

F (m²)

in care:

t_SR = 15sC

t_{wp i}= 7sC

t_wpρ = 13sC

t^'₂ = 15sC

t₂ = 31sC

Δt_M = t₂ - t_wpρ = 31 - 13 = 18sC

Δt_m = t'₂ - t_{wp i}= 15 - 7 = 8sC

= >2Δt_med =, sC

Δt_med == 12,33⁰C

F_R== 1,33 m²

F_R=1,33 m²    /SCC-1,5

Dimensionarea si alegerea pompelor de apa si de agent intermediar

Pompele sunt folosite pentru vehicularea agentului intermediar intre bazinul de racire si consumatorii de frig si pentru vehicularea apei de racire la condensator.

Alegerea pompelor de agent intermediar

Se aleg cate doua pompe pentru fiecare bazin de racire (ales pe fiecare treapta la instalatiile cu doua trepte de compresie si doua laminari) in functie de debitul de agent intermediar necesar si de inaltimea la care trebuie pompat agentul:

V_S = [m³/h]

unde:

V_S - debitul volumic de agent intermediar, m³/h ;

m_s - debitul masic de agent intermediar, Kg/h ;

ρ - densitatea agentului intermediar, Kg/m³.

pompele de agent intermediar pentru bazinul de racire de pe treapta de inalta presiune

V_S1 = [m³/h]

unde m_S1 = 17.933 Kg/h

ρ = 1.190 Kg/m³

H_pompare = 6 m

V_S1 = =15,06 [m³/h]

V_S1 = 15,06 /C65c-0,8 / 1500

pompele de agent intermediar pentru bazinul de racire de pe treapta de joasa presiune

V_S2 = , [m³/h]

unde:

m_S2 = 12234,91 Kg/h

ρ_S2 = 1260 Kg/m³

H_pompare = 6 m

V_S2 = = 10,59 [m³/h]

V_S2 = 10,59 [m³/h] /C80c-0,8 / 1500

Alegerea pompelor de apa

Se aleg cate doua pompe pentru fiecare turn de racire sau condensator in functie de debitul volumic de apa ce trebuie vehiculat si de inaltimea maxima la care trebuie pompata apa:

V_K = , [m³/h]

unde:

V_K - debitul volumic de apa necesara la condensator, m³/h;

W_K - debitul de apa necesar la condensator, Kg/h;

ρ_apa - densitatea apei,Kg/m³.

V_K = [m³/h]

unde: W_K = 30147,35 Kg/h

ρ_apa = 1000 Kg/m³

H_pompare = 6 m

V_K = = 30,147 [m³/h]

V_K = 30,147 [m³/h] /C100c -1,1 / 1500

Dimensionarea conductelor

Diametrele conductelor se calculeaza pornind de la ecuatiile de continuitate a debitului:

d = , [m]

unde:

Q - debitul volumic de agent , m³/h;

n - numarul de aparate pe care se distribuie;

w = viteza fluidului in portiunea considerate, m/s .

Vitezele de circulatie admise ale fluidului sunt:

de la compresoare la amoniac: w = 0,3-0,4 m/s

de la rezervorul de amoniac la compresor: w = 0,5-1,25 m/s

Diametrul conductelor se calculeaza pe fiecare portiune ce leaga doua aparate ale instalatiei frigorifice, pentru admisia apei de la retea (in acest caz impunand viteza w = 2-4 m/s) si pentru vehicularea agentului intermediar intre bazin si consumatorii de frig (w = 2-4 m/s).

Conducte pentru NH₃ lichid

• Conducta V₂ SL BR

d = , m

unde:

n = 1

w = 1 m/s

v₁₀ = 0,075 Kg/h

m₂ = 208,56 Kg/h

d = = 0,074 m

d = 0,074 m = 74 mm SATS d_STAS= 89 mm

• Conducta SL C2

d

unde:

n = 2

w = 1 m/s

v₁ = 1,5 m³/Kg

m₂ = 208,56 Kg/h

d

d = 230 mm STAS d_STAS = 276 mm

• Conducta    C2 R

d

unde:

n = 1

w = 1 m/s

v₂ = 0,56 m³/Kg

m₂ = 208,56 Kg/h

d

d = 200 mm STAS d_STAS = 219 mm

• Conducta    R B₁

d

unde:

n = 1

w = 1 m/s

= 0, 6 m³/Kg

m₂ = 208,56 Kg/h

d

d = 210 mm STAS d_STAS = 219 mm

• Conducta    B₁C₁

d

unde:

n = 1

w = 1 m/s

v₃ = 0,57 m³/Kg

m₂ = 577,12 Kg/h

d

d = 340 mm STAS d_STAS = 1 mm

• Conducta    C₁K

d

unde:

n = 1

w = 0,6 m/s

v₃ = 0,14 m³/Kg

m = 577,12 Kg/h

d

d = 210 mm STAS d_STAS = 219 mm

• Conducta    KRA

d

unde:

n = 1

w = 0,6 m/s

v₆ = m³/Kg

m = 577,12 Kg/h

d

d = 18 mm STAS d_STAS = 25 mm

• Conducta    SRVL₁

d

unde:

n = 2

w = 1 m/s

v₇ = m³/Kg

m = 577,12 Kg/h

d

d = 12,8 mm STAS d_STAS = 18 mm

• Conducta    VL₂SL

d

unde:

n = 2

w = 1 m/s

v₁₀ = 0,075 m³/Kg

m = 208,56 Kg/h

d

d = 52 mm STAS d_STAS = 57 mm

Conducte pentru apa

• conducta de alimentare a instalatiei

d = , [m]

unde:

w = 3 m/s

ρ_a = 1000 Kg/m³

w_a = w_K = 30 147,35 Kg/h

d = = 0,059 m = 59 mm

d = 59 mm STAS d_STAS = 76 mm

• conducta de deversare a apei de la condensator

d = , [m]

unde:

w_r = 0,7 w_K = 0,7 30 147,35 = 21103,14 Kg/h

w = 3 m/s

d = = 0,049 m = 49 mm

d = 49 mm STAS d_STAS = 57 mm

• conducta de apa a subracitorului

d = , m

unde:

w = 3 m/s

w_SR = 1654,44 Kg/h

d = = 0,013 m = 13 mm

d = 13 mm STAS d_STAS = 18 mm

• conducta pentru saramura

d₁ = , [m]

unde:

w = 3 m/s

m_s1 = 17933 Kg/h

ρ_s1 = 1190 Kg/m³

d₁ = = 0,042 m = 42 mm

d₁ = 42 mm STAS d_STAS = 57 mm

d₂ = , [m]

unde:

w = 3 m/s

m_s2 = 13344,91 Kg/h

ρ_s2 = 1260 Kg/m³

d₂ = = 0,035 m = 35 mm

d₂ = 35 mm STAS d_STAS = 45 mm

• conducta VL₁B₁

d

unde:

n = 2

w = 1 m/s

v₈ = 0,049 m³/Kg

m = 577,12 Kg/h

d

d=70 mm STAS d_STAS = 76 mm