Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

CATEGORII DOCUMENTE





ArhitecturaAutoCasa gradinaConstructiiInstalatiiPomiculturaSilvicultura


CALCULUL INSTALATIEI DE FRIG SI CLIMATIZARE - Caracteristicile aerului atmosferic pe timpul verii

Instalatii

+ Font mai mare | - Font mai mic







DOCUMENTE SIMILARE

Trimite pe Messenger
Reglarea climatica - PRINCIPIUL DE FUNCTIONARE
Principii de baza ale pompele de caldura
MANUAL INSTALARE SISTEM KES cu collector KEG
Pompe DAB
DESCRIEREA PRINCIPALELOR METODE SI INSTRUMENTE DE ANALIZA A RISCURILOR
UNITATE PERIFERICA CoCo MTS PENTRU LEGAREA CAZANELOR IN CASCADA
REGIMUL DE LUCRU AL INSTALATIEI - Caracteristicile fizice ale agentului intermediar
MANUAL INCALZITOR CU INFRAROSII G12-Asco, G12-Maxi
Instalatii electrice pentru incaperi cu bai sau dusuri si pentru piscine.
Proiect didactic - Instalatii de incalzire

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

tec = tem + C . Az

in care:

tem - 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.

Az – amplitudinea oscilatiilor zilnice a temperaturii in functie de localitate.

Pentru BOTOSANI:

Din STAS: C = 1, Az = 6

tem = 22,4 o C

φ = 80%

tec = 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.

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

2.      coeficient global de transfer termic: K = 0,2 ÷ 0,5 W/m2. K

3.      densitatea fluxului termic: q = 8 W/m2

4.      temperatura maxima de utilizare: tmax = 60oC

5.      punctul de topire: 80oC

Structura peretelui


                                                                                                   

Figura nr. 1.1


1.           strat de tencuiala

2.           strat de caramida

3.           strat de tencuiala

4.           bariera de vapori

5.           strat izolatie

6.           plasa rabit

7.           tencuiala


Tabel nr. 1.1

Caracteristicile fizice ale peretelui

Nr.strat

1

2

3

5

7

Perete int

Perete ext

δ (mm)

20

250

375

20

δiz

20

λ (Kcal/m.h.K)

0,85

0,6

0,6

0,85

0,03

0,85

Structura plafonului


Figura nr. 1.2

1.    strat de uzura

2.    placa de beton armat

3.    strat de tencuiala

4.    bariera de vapori

5.    strat de izolatie

6.    plasa rabit

7.    strat de tencuiala

8.    mustati

Tabel nr.1.2

Caracteristici fizice ale plafonului

Nr. strat

1

2

3

5

7

δ (mm)

20-30

60-80

20

δiz

20

λ (Kcal/m.h.K)

0,12

1.25

0,85

0,03

0,05

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 400o C si impregnare cu rasini proprii pentru pluta Suprex  sau cu bitum pentru pluta Asko.

Caracteristici fizice ale plutei

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

2.    densitatea: ρ = 150 ÷ 160  Kg/m3

3.    rezistenta mecanica: Τ = 3 Kg f/cm2

4.    coeficientul global de transfer termic: K = 0,3 ÷ 0,7 W/m2.K

5.    densitatea fluxului termic: q = 11 ÷ 12 W/m2

Structura pardoselei

Figura nr. 1.3

1.      strat de uzura

2.      placa de beton armat de egalizare

3.      izolatie

4.      sarma de otel

5.      bariera de vapori

6.      placa de beton armat

7.      placa de beton cu rezistente electrice

8.      strat de barnet

9.      strat de pamant compact

Tabel nr. 1.3

Caracteristicile fizice ale pardoselei

Nr. strat

1

2

3

6

7

8

9

δ (mm)

20-30

60-80

20

30-80

50

200-400

500

λ (Kcal/m.h.K)

0,62

0,9

0,035

1,25

1,25

0,75

0,7

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/m2 . h

                pentru pluta:                        q0 = 12 Kcal/m2 . h

q0 = K . Δt

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

unde αe = coeficient partial de transfer termic pe suprafata exterioara a peretelui [W/m2 . K]

αi = coeficient partial de transfer termic pe suprafata interioara a peretelui [W/m2 . 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:

Ø      α = 25 Kcal/m2 . h . K, cand aerul are o circulatie fortata.(peretii exteriori supusi actiunii vantului)

Ø      α = 12 ÷ 15 Kcal/m2 . h . K, in spatii cu circulatie moderata a aerului.(in depozite, camere frigorifice, spatii de productie)

Ø      α = 5 ÷ 8 Kcal/m2 . 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 = tec - ti  (ti – temperatura din interiorul incintei)

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

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

Δt = 0,4 . Δtec  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 Ti =12sC.

A.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Se cunosc: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

A.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Se cunosc: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 29.04 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

A.3. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Se cunosc:  λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Si atunci:

A.4. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Se cunosc: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

A.5. Calculul izolatiei pentru plafon

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

αe = 29,07 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Asadar,

A.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Se stiu: λiz  = 0,04 W/m . K

αe =  W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Asadar,

Tabel nr. 1.4

Denumire

incinta

tec

oC

ti

oC

Δtc=tec-ti

oC

Suprafata

izolata

Material izolant

αe

W/m2K

αi

W/m2K

Rt

K

δiz

Kr

tip

λ

W/mK

Calc.

(cm)

STAS

(cm)

DEPOZIT

Maturare I

28,4

12

16,4

Perete N

polistiren

0,035

17,44

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete S

polistiren

0,035

29,07

8,14

0,598

0,5

   1,1

4

0,854

Perete E

polistiren

0,035

17,44

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete V

polistiren

0,035

17.44

8,14

0,418

0,5

1.1

2

0,854

Plafon

-

0,035

29,07

8,14

0,548

0,5

2

2

0,783

Pardoseala

-

0,04

8,14

0,997

0,5

3,5

4

0,471

  

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;

Kr – 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;

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

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

Ø      pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δtr = 0 oC

Ø      pentru peretii exteriori orientati E sau V Δtr = 6  8 oC (vara)

Ø      Δtr = 2  4 oC (iarna)

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

Ø      Δtr = 4  6 oC (iarna)

Ø      pentru peretii exteriori orientati S Δtr = 12  15 oC (vara)

 Δtr =  6  12 oC (iarna)

Ø      pentru plafon  Δtr = 15  18 oC (vara)

     Δtr =  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

FN = LN . H

H = 5 m

L = 7 m

LN= L + 2δN = 7 + 2 . 0,250 = 7.5 m

FN = 7.5 . 5 = 37.5 m2

Q1N = 37.5. 0,854 (17.04 + 0) . 24 . 3,6 = 47148,99

 

Peretele de S

FS = LS . H

H = 5 m

L = 7 m

LS= L + 2δS = 7 + 2 . 0,250 = 7.5 m

FS = 7.5 . 5 = 37.5 m2

Q1S = 37.5. 0,854 (16,4 + 12) . 24 . 3,6 = 78581,66 

Peretele de E

FE = LE . H

H = 5 m

L = 5 m

LE= L + 2δE = 5 + 2 . 0,250 = 5.5 m

FE = 5.5 . 5 = 27.5 m2

Q1E = 27,5 . 0,854 (17.04 + 0) . 24 . 3,6 = 34575,93

ΔtE = 0,6 . Δtec = 0,6 . 28.4 = 17.04 oC

Peretele de V

FV = LV . H

H = 5 m

L = 5 m

LV= L + 2δV = 5 + 2 . 0,250 = 5.5 m

FV = 5.5 . 5 = 27.5 m2

Q1V = 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

Denumire incinta

tec

oC

ti

oC

Δtc

Suprafata de schimb de caldura

Dimensiuni

de calcul

F

m2

Kr

Δt

oC

Δtr

oC

Q1

Kj/24h

L

l

H

DEPOZIT 

Maturare I

28.4

12

16.4

Perete N

7.5

-

5

37.5

0,854

17.04

0

47148,99

Perete S

7.5

-

5

37.5

0,854

16,4

12

78581,66

Perete E

5,5

-

5

27.5

0,854

17.04

0

34575,93

Perete V

5,5

-

5

27.5

0,526

17,04

0

34575,93

Plafon

7.12

5

-

35.6

0,783

11,36

15

63484,96

Pardoseala

7.12

5

-

35.6

0,471

15

-

21730,80

Total

280098,27

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 (hext – hint)

in care:

V – volumul initial al camerei (m2)

a – numarul de recirculari ale aerului in 24h



ρ – densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

hext – entalpia aerului coreponzatoare temperaturii exterioare tec

hint – entalpia aerului coreponzatoare temperaturii din incinta

Cunoastem: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m3

tec = 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 = 280098,27+0+31651,2+112039,308 = 423.788,77

B. Calculul izolatiei termice a depozitului de Maturare II

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

Cunoastem: Ti =4oC

B.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Se stiu:

λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Asadar,

B.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Se stiu:

λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 29.04 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Si atunci, obtinem

B.3. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Stim   λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Si atunci:

B.4. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Stim: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,44 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Calculam:

B.5. Calculul izolatiei pentru plafon

Stim: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 29,07 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Si calculam:

B.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Stim: λiz  = 0,04 W/m . K

αe =  W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Calculam

Tabel nr. 1.6

Denumire

incinta

tec

oC

ti

oC

Δtc=tec-ti

oC

Suprafata

izolata

Material izolant

αe

W/m2K

αi

W/m2K

Rt

K

δiz

Kr

tip

λ

W/mK

Calc

(cm)

STAS

(cm)

DEPOZIT

28,4

4

24,4

Perete N

polistiren

0,035

17,44

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete S

polistiren

0,035

29,07

8,14

0,598

0,5

   1,1

2

0,854

Perete V

polistiren

0,035

17,44

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete E

polistiren

0,035

17,44

8,14

0,418

0,5

2,3

4

0,526

Plafon

-

0,035

29,07

8,14

0,548

0,5

2

2

0,783

Pardoseala

-

0,04

8,14

0,997

0,5

3,5

4

0,471

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;

Kr – 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;

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

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

Ø      pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δtr = 0 oC

Ø      pentru peretii exteriori orientati E sau V Δtr = 6  8 oC (vara)

      Δtr = 2  4 oC (iarna)

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

                                                                              Δtr = 4  6 oC (iarna)

Ø      pentru peretii exteriori orientati S Δtr = 12  15 oC (vara)

                                                            Δtr =  6  12 oC (iarna)

Ø      pentru plafon  Δtr = 15  18 oC (vara)

                             Δtr =  10  12 oC (iarna)

           

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

Calculul necesarului de frig pentru depozitul de maturare II:

Peretele de N

FN = LN . H

H = 5 m

L = 20 m

LN= L + 2δN = 20 + 2 . 0,250 = 20.5 m

FN = 20,5 . 5 = 102.5 m2

Q1N = 102.5. 0,854 (17.04 + 0) . 24 . 3,6 = 128873,92 

 

Peretele de S

FS = LS . H

H = 5 m

L = 20 m

LS= L + 2δS = 20 + 2 . 0,250 = 20.5 m

FS = 20.5 . 5 = 102.5 m2

Q1S = 102.5. 0,854 (24,4 + 12) . 24 . 3,6 = 275294,07 

Peretele de E

FE = LE . H

H = 5 m

L = 7 m

LE= L + 2δE = 7 + 2 . 0,250 = 7,5 m

FE = 7,5 . 5 = 37,5 m2

Q1E = 37,5 . 0,854 (11,36 + 0) . 24 . 3,6 = 31432,66

Peretele de V

FV = LV . H

H = 5 m

L = 7 m

LV= L + 2δV = 7 + 2 . 0,250 = 7.5 m

FV = 7.5 . 5 = 37.5 m2

Q1V = 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

Denumire incinta

tec  oC

ti  oC

Δtc

Suprafata de schimb de caldura

Dimensiuni

de calcul

F

m2

Kr

Δt

oC

Δtr

oC

Q1

Kj/24h

L

l

H

DEPOZIT  Maturare II

28,4

2

26,4

Perete N

20.5

-

5

102.5

0,854

17.04

0

128873,92

Perete S

20.5

-

5

102.5

0,854

24,4

12

275294,07

Perete V

7,5

-

5

37.5

0,854

17.04

0

31432,66

Perete E

7,5

-

5

37.5

0,854

17,04

6

47148,99

Plafon

20.12

20

-

140,84

0,783

11.36

15

788917,98

Pardoseala

20.12

20

-

140,84

0,471

15

-

85970,98

Total

1.357.638,6

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 (hext – hint)

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

a – numarul de recirculari ale aerului in 24h

ρ – densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

hext – entalpia aerului corespunzatoare temperaturii exterioare tec

hint - entalpia aerului corespunzatoare temperaturii din incinta

Cunoastem: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m3

tec = 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: Ti =2oC

C.1. Calculul izolatiei pentru peretele de N

Stim:  λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,04 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

C.2. Calculul izolatiei pentru peretele de S

Stim: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 29,07 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

C.3. Calculul izolatiei pentru peretele de V

Stim: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,04 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

           

C.4. Calculul izolatiei pentru peretele de E

Stim:  λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 17,04 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

C.5. Calculul izolatiei pentru plafon

Stim: λiz  = 0,035 W/m . K

αe = 29,07 W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

           

C.6. Calculul izolatiei pentru pardoseala

Stim: λiz  = 0,04 W/m . K

αe =  W/m2 . K

αi = 8,14 W/m2 . K

K = 0,5 W/m2 . K

Tabel nr. 1.8

Denumire  incinta

tec

oC

ti

oC

Δtc=tec-ti  oC

Suprafata

izolata

Material izolant

αe

W/m2K

αi

W/m2K

Rt

K

δiz

Kr

tip

λ

W/mK

Calc

(cm)

STAS

(cm)

DEPOZIT de Refrigerare

28,4

2

26,4

Perete N

polistiren

0,035

17,04

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete S

polistiren

0,035

29,07

8,14

0,548

0,5

   1,1

2

0,783

Perete V

polistiren

0,035

17,04

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Perete E

polistiren

0,035

17,04

8,14

0,418

0,5

1,1

2

0,854

Plafon

-

0,035

29,07

8,14

0,548

0,5

2

2

0,783

Pardoseala

-

0,04




8,14

0,997

0,5

3,5

4

0,471

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;

Kr – 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;

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

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

Ø      pentru peretii exteriori orientati N, N-V sau N-E Δtr = 0 oC

Ø      pentru peretii exteriori orientati E sau V Δtr = 6  8 oC (vara)

                  Δtr = 2  4 oC (iarna)

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

                                                                              Δtr = 4  6 oC (iarna)

Ø      pentru peretii exteriori orientati S Δtr = 12  15 oC (vara)

                                                             Δtr =  6  12 oC (iarna)

Ø      pentru plafon  Δtr = 15  18 oC (vara)

                             Δtr =  10  12 oC (iarna)

           

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

Calculul necesarului de frig pentru depozitul de refrigerare:

Peretele de N

FN = LN . H

H = 5 m

L = 20 m

LN= L + 2δN = 20 + 2 . 0,250 = 20,5 m

FN = 20,5 . 5 = 102,5 m2

Q1N = 102,5 . 0,854 (17.04 + 0) . 24 . 3,6 = 128873.92 

 

Peretele de S

FS = LS . H

H = 5 m

L = 20 m

LS= L + 2δS = 20 + 2 . 0,250 = 20,5 m

FS = 20,5 . 5 = 102,5 m2

Q1S = 102,5 . 0,854 (26,4 + 12) . 24 . 3,6 = 290420,12 

Peretele de V

FV = LV . H

H = 5 m

L = 12 m

LV= L + 2δV = 12 + 2 . 0,250 = 12,5 m

FV = 12,5 . 5 = 62,5 m2

Q1V = 62,5 . 0,854 (17.04 +0 ) . 24 . 3,6 = 78581,66   

Peretele de E

FE = LE . H

H = 5 m

L = 12 m

LE= L + 2δE = 12 + 2 . 0,250 = 12,5 m

FE = 12,5 . 5 = 62,5 m2

Q1E = 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

Denumire incinta

tec

oC

ti

oC

Δtc

Suprafata de schimb de caldura

Dimensiuni

de calcul

F

m2

Kr

Δt

oC

Δtr

oC

Q1

Kj/24h

L

l

H

DEPOZIT de refrigerare

28,4

2

26,4

Perete N

12.5

-

5

102,5

0,854

17.04

0

128873,92

Perete S

12.5

-

5

102,5

0,854

17.04

0

290420,12

Perete V

20.5

-

5

62,5

0,854

17.04

0

78581,66

Perete E

20.5

-

5

62,5

0,854

17.04

0

78581,66

Plafon

20.5

12

-

241,44

0,783

11,36

15

430556,48

Pardoseala

20.5

12

-

241,44

0,471

15

-

147378,83

Total

1154392,83

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 (hext – hint)

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

a – numarul de recirculari ale aerului in 24h

ρ – densitatea aerului corespunzator temperaturii din incinta

hext – entalpia aerului coreponzatoare temperaturii exterioare tec

hint - entalpia aerului coreponzatoare temperaturii din incinta

Stim: a = 3

ρ = 1,256 Kg/m3

tec = 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:

Ø      C1 – compresorul de pe treapta de inalta presiune;

Ø      C2 – compresorul de pe treapta de joasa presiune;

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

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

Ø      VL1, VL2 – ventile de laminare;

Ø      BI – butelie intermediara;

Ø      K – condensator;

Ø      SR – subracitorul de condens;

Ø      R – racitorul intermediar;

Ø      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, tSR ). 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 (pK).

Compresorul C1 realizeaza un raport de compresie:  , consumand (lucrul) energia mecanica, Lc1, iar agentul rezultat are parametrii punctului 4 (pK, t4). Cu acesti parametrii agentul intra in condensatorul K si apoi raciti  izobar pana la starea de saturatie corespunzatoare punctului 5 (pK, tK, x=1), dupa care in condensatorul K are loc condensarea izoterm – izobara si preluarea fluxului ØK de catre apa de racire, care se incalzeste de la twi la twf. Condensul rezultat are parametrii de stare ai punctului 6 (pK, tK, 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, ØSR si se incalzeste de la twpi la twpf. Rezulta condens subracit cu parametrii punctului 7 (pK, tSR). Condensul subracit este laminat in ventilul de laminare VL1 si readus printr-o transformare izentalpica de la parametrii de lucru ai condensatorului K(pK) 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 V1, unde se vaporizeaza izoterm – izobar si realizeaza sarcina frigorifica, Ø01 la un consumator de frig ce necesita o temperatura tc1 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 Ø02 si temperatura tc2 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 Ø01;

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 V2.

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

Ts = tc-(5…100C)

unde:

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

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

T0 = ts-(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:

Ts1 = tc1-(5…. 100C)      ts2 = tc2-(5….100C)

T01 = ts1-(5….100C)       t02 = ts2-(5….100C)

unde:

Tc1 - cea mai mica temperatura necesara la consumatorii de frig cu regim de refrigerare 0C;

Tc2 - 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

Ts1 = tc1-(5….100C)

Tc1 = 10C

Ts1 = -50C

To1 = -5-(+10)= -150C

P01 = φ(t01)

P01 = φ(-150C)= 2,4 atm

Vaporizatorul  V2

Ts2 = tc2 -(5….100C)

Tc2 = -180C

Ts2 = -18-7= -250C

To2 = ts2-(5….100C)

T02 = -25-10= -350C

P02 = φ(t02)

Po2 = φ(-350C)=0,9 atm

La condensator

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

ΔtTR = tφ-tr=50C

unde:

Tr - temperatura apei recirculate;                                                

Tφ - temperatura finala a apei in turnul de racire;

T r = tum+(5….100C)

Tum - temperatura termometrului umed 0C;

Tum = φ(tec,xvm)

Tφ = ΔtTR+tr,0C

Gradul de incalzire al apei in condensator este:

ΔtWK = tf-ti = 4….60C

Ti = tφ-ΔtK,0C

Se calculeaza temperatura medie a apei:

TW =         [sC]

si temperatura de condensare a agentului frigorific:

TK = tW + (5….10 sC)  

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

Tum = φ(28.9;10)

Tum = 180C

Tr = 18 + 5 = 230C

Tφ = ΔtTR+tr

Tφ = 23 + 5 = 270C

Tφ = 270C

Ti = 27 - 6 = 210C

Ti = 210C

Si atunci calculam:

Tw = =24sC

TK = 24 + 5 = 29sC

La subracitor

TSR = twp + (4….6sC) 

in care:

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

 twp  = 10….150C

TSR = 10 + 5 = 15 sC

TSR = 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

p

TsC

X[kg/kg]

H[kj/kg]

Vm3/kg

s

1

0,9

-35

1

1320

1,5

3,73

2

2,4

31

-

1440

0,56

3,73

2*

2,4

15

-

1374

0,60

3,5

3

2,4

-15

1

1348

0,57

3,38

4

12

98

-

1576

0,14

3,38

5

12

31

1

1378

0,095

2,79

6

12

31

0

264

1,68x10-3

-0,8

7

12

15

-

192

1,62x10-3

-1,2

8

2,4

-15

0,16

192

0,049

-1,3

9

2,4

-15

0

54

1,52x10-3

-1,7

10

0,9

-35

0,12

54

0,075

-1,8

Calculul marimilor specifice

Ø      calculul sarcinilor frigorifice specifice ale instalatiei:

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

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

Ø      calculul sarcinilor termice specifice a condensatorului

QK = h6 - h4 = 264 – 157 =1312 KJ/Kg

Ø      calculul sarcinii termice specifice a racitorului:

QR = h2* - h2 = 1374 – 1440 = -66 KJ/Kg

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

lc1 = h4-h3=1576-1348=228KJ/Kg

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

lc2 = h2 - h1 = 1440-1320 =120 KJ/Kg

Ø      calculul sarcinii termice specifice a subracitorului

QSR = h7 - h6 = 192 – 264 = -72 KJ/Kg

Ø      debitul masic de agent vehiculat pe treapta de inalta presiune      

                                                                                                         

M1 = ,Kg/h

M1 = =0.59Kg/h

M1 =0.59Kg/h

Ø      debitul masic de agent vehiculat pe treapta de joasa presiune

M2 = ,Kg/h

M2 = = 0.27 Kg/h

M2 =  0.27 Kg/h

Ø      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

ФSr = m · qSR =0.89·72= 64.6 KJ/h

ФK = m · qK=  0.89·1312= 1167.68 KJ/h

ФR = m2 · (h2* - h2) = m2 · qR= 0.27 ·66=  17.82  KJ/h

WK =  ,Kg/h             

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

Cw - 4,186Kj/Kg·K                                                                       

Δtw = 60C

WK = =46,49   Kg/h

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

                        

WSR =         [Kg/h]

wSR = =2.5  Kg/h

                       

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

WR = ,Kg/h

WR = =0.7  kg/h

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

Ø      calculul eficientelor frigorifice dupa Carnot

Єc1 =

TK = 290C                   TK = 273 + 29 = 302 K

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

      Єc1

Єc1                                    

Єc2

Ø      calculul eficientelor reale

                         Єρ1

                         Єρ2

Ø      calculul abaterilor eficientelor reale fata de cele ale ciclului Carnot inversat

                        

                         Єρc1

                         Єρc2=    =  = 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

TK =   290C

TSR = 150C

Sarcina frigorifica in conditii normale se calculeaza astfel:

ФON = фOl                   [Kcal/h]

in care:

            Λ - coeficientul de livrare cu semnificatia unui randament

            ΛN - 0,18

            ΛL = φ(t0,tK)

           QOVN- sarcina frigorifica specifica volumica in conditii normale

           QOVN = 673,8  Kcal/m3

           ФOl - 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.

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

ФON1 =  ф01      [Kcal/h]

in care:

  Λ1N  = 0,81

  Λ1L = 0,71

  (qOV1)N = 673, Kcal/m3

(qOV1)L   =  =   = 2018  Kcal/h      

ФON1 = 689.28  = 261,26 Kcal/h

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

ФON2 = фO2                         [Kcal/h]

in care:

ФO2  = 344.64 KJ/h

Λ2N  = 0,81

qO2VN = 673,8 [Kcal/m3]

Λ2L = ρ(t02,tK)

to2 = -350C

Λ2L = 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:

                                   FK =            [m2]

in care:

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

              K= 700-800 Kcal/m2hK

              Δtmed - este diferenta medie de temperatura realizata intre amoniac (t4-tK) si apa (ti-tφ);

              ФK - este sarcina termica a condensatorului KJ/h.


                                                                                              t4

                                                      tK

                                                                                                ΔtM

                                                   Δtm                                          

                                                      ti = twi                                        t = tρ

Figura nr. 3.1

Se cunosc:

              ФK =1167.68 KJ/h

               ti = twi = 200C

               tρ = t= 260C

               tK = 290C

               t4 = 800C

              ΔtM = t4 - tρ= 80-26 = 540C

           Δtm = tK- ti = 29 – 20 = 90C

   = > 2 Δtmed = , 0C

Δtme d====    6,8 sC

K = 700 · 4,186 = 2930,2 (W/m2•K)

FK =  = m2   CA 16

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

            ФTR = W·cw·(tρ-tr)      [Kcal/h]

unde:

             Wr - este debitul de apa recirculata   Kg/h;

             Wr = 70%WK

                   tρ - tr  = 50C

             cw - este caldura specifica masica a apei, Kcal/Kg·grad;

             cw = 1 Kcal/Kg grad

             wK = 46.49

             wr = · 46.49 = 32.54 Kg/h

фTR =32.54 ·1· 5 =172.7 Kcal/h TR-150

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

Ø      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:

VBR = (1/31,6) ·  m3

unde:

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

ms = , Kg/h

cs – este caldura specifica masica a agentului intermediar, KJ/Kg k;

cs = ρ(ts,tgs)

tg – este temperatura de inghet a agentului intermediar;                   

tg = t0-(35)·sC

ф’0 – este sarcina frigorifica a vaporizatorului, KJ/h;

ф’0 = ф/1,2

Ø      alegerea bazinului de racire de pe treapta de inalta presiune

VBR1 = () m3

in care:

Φ = 0,8

Δts = 60C

            ms1 =   Kg/h    

            ф’0 = == 574,4  KJ/h

           ρs1 = 1190 Kg/m3

                ts1 = -5 sC

           cs1 = 3,035 (KJ/Kg K)

           tg1 = to1(35)0C

           tg1 = -200C

ms1 = = 16933 Kg/h

VBR1 = ·= 2,14m31xBR- A4 cu 4 compartimente

      m1 =  = 2

Ø      alegerea bazinului de racire de pe treapta de joasa presiune

VBR2 =  , m3

in care:

Ф = 0,8

ΔtS = 60C

tS2 = -250C

ρS2 = 1260 Kg/m3

tg2 = - 400C

cS2 = 2,748KJ/KgK

mS2 = , Kg/h

Ф’02 = == 287.2 KJ/Kg

mS2 =  = 13344,91Kg/h

VBR2 =  = 2,10m31XBR-A4 cu 4 compartimente

              n2 = n1 = 2    

Ø      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•Δtmed), 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.

Ø      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)


                                                 tsi

                                                                                                       ts1ρ

                                                                        ΔtM

                                                        t01                          Δtm

                                                 

                                                                                                              F (m2)

Figura nr.3.2

Unde:

ts1 = -50C

ΔtS = 60C

ts1i = ts1 + = -5 + 3 = -20C

ts1φ = ts1-  = -5 – 3 = -80C

ts1i = -20C

ts1φ = -80C

ΔtM = ts1i - t0 1 = -2 +15 = 130C

Δtm = -t01 = -8 + 15= -70C

=2Δtmed = = 100C

Δtmed = 100C

F1 =  = 2340m2     E - 3X5,5

Ø      alegerea vaporizatoarelor de pe treapta de joasa presiune

F2 =,m2

in care:

Ф02 = 264037 W

K = 1674,4 W/(m2K)

                                              t (sC)


                                               ts2i


                                                                                   ts2ρ

                                 ΔtM                                                                               

                                                                t02                        Δtm


                                                                                                    F (m2)

Figura nr. 3.3

 in care:                      

Δt s= 60C 

 ts2 = -250C

Δts2i = ts2 + = -25+= -25 +3= -220C

Δts2φ = ts2 - = -25 -3= -280C

ts2 = -250C

to2 = -350C

Δtm = ts2φ - t02 = -28 +35 = 70C

ΔtM = ts2i - t02 = -22 +35 =130C

 = <2 Δtmed =  ,  0C

                 Δtmed =  = 100C

Δtmed = 100C

F2 =  = 15,76m2  Ei - 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;

Δtmed - diferenta medie de temperatura calculata in functie de diagrama termica a subracitorului pentru care se face calculul si raportul Δtmax/Δtmin. 

ФSR = 41553  KJ/h

K = 200  Kcal/m2 · h ·grad


                                           t (sC)

                                                                                      tK


                                               tSR                                                   twpρ


                                              twpi

                                                                                                     F (m2)

Figura nr. 3.4

Se cunosc:

tSR = 150C

tK = 290C

ΔtWP  = 60C

twp = 100C

tWPφ = tWP + =10 += 130C

tWPi = tWP- =10 -= 70C

Δtm = tSR - tWPi = 15 – 7 = 80

ΔtM = tK - tWPφ = 28 -13 = 150C

= < 2Δtmed  =,  0C

Δtmed  = = 11,50C

Δtmed  = 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 = m2·v1

  V3 = m1·v3

Ø      alegerea separatorului de lichid de pe treapta de inalta presiune

  V1 = ·3600·w , (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

Ø      alegerea separatorului de lichid de pe treapta de joasa presiune

V2 = 3600·w    [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. 

ФOVL =      [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.

Ø      alegerea ventilului de laminare de pe treapta de inalta presiune VL1  

ФOVL1 =  ,  [KJ/h]

unde: ФO1 = 1199,31  KJ/h

          n1 = 2

фOVL1 = = 35807  [Kj/h]

фOVL1=35807  [KJ/h]           /ERJ cu ф duza = 4 mm

Ø      alegerea ventilului de laminare de pe treapta de inalta presiune VL2

ФO2 = 599,6 KJ/h

n2 = 2

фOVL2 = =71  [KJ/h]         

 фOVL2 = 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:

ü      colecteaza lichidul provenit din condensator;

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

ü      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:

ρNH3  - densitatea amoniacului la tK, 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.

     tK = 29sC

     ρNH3 = ρ(tK)

     ρNH3 = 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 = m·v2  [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 = m2·v2

V4 = m·v4

Ø      separatorul de ulei montat pe treapta de inalta presiune

d1 = ,   [m]

     unde: V4 = m·v4, 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

Ø      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 = m2v2 , m3/h

V2 = 208,56·0,56= 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 = m·v4 ,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 = m·v4  si V9 = m2·v9.

Ø      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 =1,68·10-3 m3/Kg

d1 =,             [m]

                  V6 = m·v6

                  V6 = 577,12 · 1,68 · 10-3= 0,97 m3/h

d1 == 0,029 m

d1 = 0.29 m                                               /FOC-30

Ø      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 tSR. 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 tSR.

F = , [m2]

unde:

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

       ФR = m2 (h’2-h2)

       K = coeficientul global de transfer termic;

       K = 200 - 300 Kcal/(m2 · h · grad)

      Δtme d = diferenta medie de temperatura calculate in functie de diagrama  termica a racitorului pentru care se face calculul si de raportul Δtmax/Δtmin.

 

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

Δtwp = 4….6sC

                                           t (sC)                                   t (sC)

                                                                 t2

                                          t2’ = tSR

                                                                                                               Figura nr.  4

                                             t wpi                                      twpρ

                                                                                                        F (m2)

in care:

tSR = 15sC

twp i= 7sC

twpρ = 13sC

t’2 = 15sC

t2 = 31sC

ΔtM = t2 - twpρ = 31 – 13 = 18sC

Δtm = t’2 - twp i= 15 – 7 = 8sC

= >2Δtmed  =, sC          

   Δtmed == 12,330C

FR== 1,33 m2             

FR=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:

      VS =          [m3/h]

unde:

VS – debitul volumic de agent intermediar, m3/h ;

ms – debitul masic de agent intermediar, Kg/h ;

ρ – densitatea agentului intermediar, Kg/m3.

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

VS1 =              [m3/h]   

unde  mS1 = 17.933 Kg/h

ρ = 1.190 Kg/m3

Hpompare = 6 m

                

VS1 =  =15,06 [m3/h]

VS1 = 15,06                                        /C65c-0,8 / 1500        

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

VS2 = , [m3/h]

unde:

mS2  = 12234,91 Kg/h

ρS2 = 1260 Kg/m3

Hpompare = 6 m

VS2 =  = 10,59 [m3/h]

VS2 = 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:

VK = ,            [m3/h]

unde: 

VK – debitul volumic de apa necesara la condensator, m3/h;

WK – debitul de apa necesar la condensator, Kg/h;

ρapa – densitatea apei,Kg/m3.

VK =  [m3/h]

unde: WK = 30147,35 Kg/h

ρapa = 1000 Kg/m3

Hpompare = 6 m

VK =  = 30,147 [m3/h]

VK = 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  dSTAS= 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 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  dSTAS = 57 mm

Conducte pentru apa

  • conducta de alimentare a instalatiei

        d =  ,         [m]

unde:

w = 3 m/s

ρa = 1000 Kg/m3

wa = wK = 30 · 147,35 Kg/h

                                   d =  = 0,059 m = 59 mm

                                    d = 59 mm  STAS  dSTAS = 76 mm

  • conducta de deversare a apei de la condensator

                                     d =  ,        [m]

unde:

wr = 0,7 · wK = 0,7 · 30 · 147,35 = 21103,14  Kg/h

w = 3 m/s

d =  = 0,049 m = 49 mm

                                    d = 49 mm  STAS  dSTAS = 57 mm

  • conducta de apa a subracitorului

                                      d =  , m

unde:

w = 3 m/s

wSR = 1654,44 Kg/h

                                       d =  = 0,013 m = 13 mm

                                       d = 13 mm  STAS  dSTAS = 18 mm

  • conducta pentru saramura

d1 =  ,   [m]

unde:

w = 3 m/s

ms1 = 17933 Kg/h

ρs1 = 1190 Kg/m3

d1 =  = 0,042 m = 42 mm

d1 = 42 mm  STAS  dSTAS = 57 mm

d2 = ,   [m]

unde:

w = 3 m/s

ms2 = 13344,91 Kg/h

ρs2 = 1260 Kg/m3

d2 =  = 0,035 m = 35 mm

d2  = 35 mm  STAS  dSTAS = 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  dSTAS = 76 mm








Politica de confidentialitate

DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 1384
Importanta: rank

Comenteaza documentul:

Te rugam sa te autentifici sau sa iti faci cont pentru a putea comenta

Creaza cont nou

Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2019 . All rights reserved

Distribuie URL

Adauga cod HTML in site