1
Universitatea “Dunarea de Jos” din Galati Facultatea de Mecanica Specializarea : Masini si Echipamente Termice Indrumator : Prof.Dr.Ing. Valeriu Damian Sef Catedra, Panait Tanase
Absolvent : Bogdan Florin
PROIECT DE DIPLOMA 1. Enuntul temei:
Proiectarea unei instalatii frigorifice aferenta unui depozit frigorific si unei sectii de obtinere a unor preparate culinare congelate. 2. Date de
proiectare :
-cantitatea de produse : ● ● ● ● ● ● ●
Carne de porc refrigerate…………………………..5000 kg Carne vita refrigerate………………………………6000 kg Rosii………………………………………………. 2500 kg Castraveti…………………………………………. 2500 kg Ardei……………………………………………… 2500 kg Gogosari…………………………………………... 2500 kg Preparate finite…………………………………….11000 kg
2.1 Conditiile de pastrare, modul de ambalare si depozitare precum si durata de pastrare se vor stabili conform normelor in vigoare. 2.2 Se dispune de energie electrica si de apa de raciere de la reteaua curenta. 2.3 Sectia este amplasata in orasul Galati. 3. Se va prezenta in memoriu un material minim cuprinzînd : Memoriu de calcul dezvoltat in urmatoarele capitole principale : 3.1 Calculul suprafetelor de prelucrare prin frig si de depozitare a produselor.
2
3.2 Calculul izolatiilor termice ale peretilor spatiilor racite si ale coeficientilor globali de schimb de caldura. 3.3 Stabilirea variantelor de instalatii frigorifice compatibile cu datele de proiectare. 3.4 Studiul variantelor de instalatii frigorifice compatibile cu datele de proiectare. 3.5 Proiectarea unui aparat de schimb de caldura. 4. Tema speciala : Automatizarea instalatiei frigorifice
3
CAPITOLUL I UTILIZAREA FRIGULUI ARTIFICIAL IN INDUSTRIA ALIMENTARA 1.1 Notiuni generale privind prelucrarea si conservarea produselor alimentare prin frig. Utilizarea frigului artificial la prelucrarea si conservarea produselor alimentare constituie astazi o metoda larg raspandita, folosita in aproape toate ramurile industrie alimentare. Numeroase tehnologii moderne s-au dezvoltat si au fost posibile de aplicat la scara industriala numai datorita utilizarii temperaturilor scazute furnizate si asigurate de instalatii frigorifice corespunzatoare. 1.2 Metode de prelucrare prin frig Prelucrarea prin frig a produselor alimentare consta in utilizarea, dupa caz, a uneia din urmatoarele etape : -refrigerarea, care urmareste racirea cat mai rapida a produselor la temperature finale superioare punctului crioscopic, situate in general intre 0˚C si +5˚C ; -congelarea, prin care produsul este racit la o temperature finala de -18…-25˚C, mult inferioara punctului crioscopic, proces in urma caruia peste 95% din continutul in apa al produsului se solidifica sub forma de gheata; -criodesicarea sau liofilizarea, care urmareste deshidratarea produselor in prealabil congelate, procesul de eliminare a umiditatii realizandu-se pe calea sublimarii cristalelor de gheata in vid, printr-un aport de caldura controlat. In functie de scopul urmarit, prelucrarea produselor alimentare prin frig poate avea ca obiectiv : - Prelungire duratei de conservare a produselor alimentare prin pastrarea acestora la temperature scazute in spatii frigorifice adecvate. La temperaturi scazute, viteza de reactie si actiunea agentilor modificatori (de natura microbiologica si fizico-chimica) isi reduc din intensitate, efectul inhibitor al frigului fiind cu atat mai eficient cu cat nivelul de temperature este mai scazut. De aici rezulta ca produsele congelate au o durata de conservabilitate mult mai mare decat cele refrigerate.
4
- Crearea conditiilor optime de temperature pentru desfasurarea unor procese biochimice, cum este cazul fermentatiilor alcoolice din industria berii si a vinului, a maturarii unor preparate din carne, e.t.c.; - Modificarea temporara a unor insusiri fizico-chimice cere sa permita realizarea unor operatiuni tehnologice, aplicate la fabricarea untului, margarinei, ciocolatei, unturii si inghetatei, la degorjarea vinurilor spumoase si a sampaniei etc; - Tratamentul termic prin frig a unor produse lichide in scopul modificarii compozitiei acestora, procedeu aplicat pentru accelerarea procesului de limpezire a vinului precum si in operatiile de concentrare a mustului de struguri ( pana la un continut de 50-60% substanta uscata ) si a vinurilor pentru cresterea continutului de alcool. 1.3. Actiunea frigului asupra principalelor componente ale produselor alimentare. Produsele alimentare prelucrate cu ajutorul frigului se impart in doua mari grupe: -produse de origine animala care cuprind : carnea obtinuta prin sacrificarea diverselor animale comestibile , carnea de pasare , pestele , ouale , laptele, preparatele din carne si produsele lactate ; -produse de origine vegetala in care sunt cuprinse fructele si legumele, sucurile de fructe si alte produse. Modul in care se comporta produsele alimentare prin frig si durata de pastrare a acestora depind atat de compozitia lor chimica (continutul de apa, substante minerale, grasimi, proteine si hidrati de carbon), cat si de actiunea agentilor biologici , biochimici si fizico-chimici ce pot provoca modificari importante atat in compozitie cat si in insusirile alimentelor. Apa – reprezentand componentul cu pondere majora in compozitia produselor alimentare – are o influenta determinanta asupra insusirolor unui produs alimentar , atat prin cantitatea ce o reprezinta cat si prin modul de fixare al ei de apa libera si apoi legata. Apa libera este retinuta de forte slabe de natura mecanica sau prin capilaritate si poate fi relativ usor eliminata prin diferite procese ca presarea, centrifugarea, evaporarea sau uscarea. La congelare, apa libera solidifica in totalitate. Apa legata este retinuta prin forte mult mai puternice, diferitelor forme de existenta a ei fiind astfel : apa de constitutie, apa de absorbtie si apa de cristalizare.
5
La temperaturile obisnuite de congelare solidifica numai apa de constitutie participanta la stabilirea si mentinerea structurilor macromoleculare , avand efect letal asupra celulelor respective. In timpul prelucrarii prin frig si al depozitarii produselor refrigerate sau congelate, produsele alimentare in contact cu aerul rece sufera un process superficial de uscare prin evaporarea unei parti din apa libera ceea ce provoaca pierderi in greutate si in unele cazuri scaderea calitatii produselor. Proteinele sunt substante azotoase, componentye de baza a muschilor de animale si a celulelor vegetale.Substantele proteice , ca de altfel toate substantele organice ale alimentelor cu exceptia grasimilor , reprezinta sisteme coloidale in care mediul de dispersie este apa.Stabilitatea lor este cu atat mai mare , cu cat gradul de dispersie este mai avansat. Grasimile sunt prezente indeosebi in produse de origine animala si in proportie mult mai redusa in unele produse de origine vegetala .In general consistenta lor creste pe masura ce temperature scade , insa nu toate grasimile sunt la fel de stabile in timpul depozitarii.La durate mari de depozitare , chiar la temperature scazute , ele se oxideaza totusi in contact cu aerul , modificandu-si culoarea si gustul.Procesul este insa cu atat mai lent , cu cat temperatura este mai scazuta.. Hidratii de carbon sunt componente importante ale produselor de origine vegetala prezentandu-se mai ales sub forma de celuloza si zaharuri .Cantitati mult mai reduse sunt continute si de unele produse de origine animala : unt , oua , lapte , branza. Substantele minerale sunt prezente in cantitati reduse in toate produsele alimentare, sunt continute in opase sub forma de saruri dizolvate de sodium, calciu, potasiu etc.Sarurile minerale, dizolvate in special in apa libera continuta de produsele alimentare, determina pe deoparte scaderea temperaturii de congelare a produselor sub 0 ˚C iar pe dealta parte favorizeaza in anumite cazuri aparitia fenomenului de supraracire si suprasaturare . Vitaminele (A , B , B2, C , D , P-P etc )continute de unele produse de origine vegetala si animala au o mare importanta pentru alimentatia si sanatatea omului.In timpul refrigerarii, congelarii si depozitarii la temperaturi scazute vitaminele sunt mai stabile si pierderile sunt minime. Comparativ cu alte metode de conservare practice in mod curent la legume si fructe ,cum este cazul sterilizarii, piederile de vitamine sunt incomparabil mai mici la produsele congelate, ceea ce explica superioritatea metodei de pastrare a alimentelor prin congelare fata de toate celelalte. Aromele se datoresc actiunii simultane a unui amestec complex de compusi volatili prezenti in alimente in concentratii mici (pana la 10 mg/kg).Datorita
6
volatilizarii lor, compusii de aroma se pierd partial in timpul refrigerarii sau congelarii si mai ales pe parcursul depozitarii lor.Pierderile sunt cauzate de : -tesuturile a caror celule au fost traumatizate in special in timpul congelarii (mai ales la congelare lenta) ; -degradarea chimica a compusilor care le caracterizeaza prin hidroliza si oxidare ; -operatii trehnologice premergatoare tratamentului prin frig care favorizeaza volatilizarea si degradarea , operatia de oparire in cazul legumelor si fructelor ocupand primul loc. 1.4 Frigul ca metoda de combatere a alterarii produselor alimentare. Alterarea produselor alimentare este provocatya de actiunea agentilor modificatori care pot fi de natura biologica, biochimica si fizico-chimica. Agentii biologici respectiv microorganismele constituie factorii principali ai modificarilor profunde ,ireversibile, ce au loc in produsele alimentare. Microorganismele - compuse din bacterii, mucegaiuri si drojdii – actioneaza de regula in directia unor modifiucari nedorite care in faza initiala constau in inrautatirea insusirilor organoleptice si diminuarea valorii alimentare a produselor pentru ca in faza initiala sa determine alterarea acestora. Frigul actioneaza in mod diferentiat asupra diverselor categorii de microorganisme,efectul acestuia putand fi sintetizat dupa cum urmeaza : -efect principal bacteriostatic, caracteristic refrigerarii si pastrarii produselor refrigerate la temperaturi de 0…….4ºC ; -efect bacteriostatic total, caracteristic congelãrii si pastrãrii produselor congelate la temperaturi de -18 . . . - 10 ºC , constând in inactivarea tuturor microorganismelor prin oprirea inmultirii acestora ; -efect bactericid, cu actiune letalã asupra unui numãr mare de microorganisme prezent in special la produsele congelate, poate fi luat partial în considerare pentru aplicatiile practice la conservarea alimentelor prin frig, acesta depinzând in mare masurã si de alti factori. Efectul bacteriostatic al temperaturilor scãzute asupra microorganismelor reprezintã baza conservarii alimentelor prin frig si implicit combaterea alterãrii acestora. Pentru a limita înmultirea lentã a microorganismelor in faza initialã si a preîntâmpina fenomenul de adaptare a acestora la temperaturi scãzute, tratamentul prin frig trebuie aplicat la un interval de timp cat mai scurt fata de momentul recoltãrii, colectãrii sau sacrificãrii, procesul de rãcire trebuind a fi efectuat cât mai rapid posibil. Agentii biochimici sunt reprezentati de enzimele endogene. Acestea nu sunt inactivate de regulã prin actiunea frigului desi la temperaturi scãzute se reduce
7
viteza reactiilor biochimice, nu numãr mare de enzime continuã sã actioneze destul de intens chiar in sub straturi congelate, insã cu viteze mult reduse. Practic se considerã cã la temperaturi mai mici de - 40 °C se inactiveazã toate enzimele, dar asemenea temperaturi coborate nu sunt utilizate in tehnica frigorificã a produselor alimentare congelate. Modificãrile de culoare, mai ales brumificãrile pe care le suferã unele fructe si legume pe parcursul conservãrii prin congelare se datoresc actiunii oxidante a unor enzime, ele provocând totodatã degradarea vitaminelor si substante lor proteice determinand volatizarea compusilor de aromã. Enzimele actioneazã asupra zaharurilor, a substantelor amilazice, hidratilor de carbon, grãsimilor si substantelor azotoase, provocand ( in anumite conditii) fermentarea produselor respective. Rolul frigului in aceste cazuri este de a creea si mentine temperaturile optime pentru realizarea unor procese de fermentare care sã confere produsului finit calitãti superioare. Agentii fizico - chimiei au mai mult o actiune indirectã, influenând prin prezenta lor activitatea microorganismelor si a enzimelor. Din categoria acestora mai importante sunt: aerul, lumina, cãldura, substantele chimice. Aerul considerat este cel prezent in spatiile frigorifice in care se desfãsoarã procesele de prelucrare prin frig a produselor alimentare sau are loc depozitarea acestora. Intereseazã umiditatea sa relativã, oxigenul din aer si starea sa de puritate. Umiditatea relativã a aerului are influentã asupra pierderilor de produse prin evaporare si asupra dezvoltãrii microorganismelor. Cu cât aerul are o umiditate relativã mai ridicatã pierderile de produs prin evaporarea apei libere continute de acestea sunt mai mici si invers. Pe de altã parte, microorganismele au nevoie de substante hrãnitoare dizolvate in apa continutã de produs, pentru a se dezvolta. Lumina exercitã asutra produselor actiuni de sterilizare datoritã radiatiilor violete si ultraviolete purificându-le de bacterii. Pentru ca prelucrarea si conservarea alimentelor prin frig sa asigure produse de inalta calitate, pentru a evita efectele daunatoare ale activitatii microorganismelor este absolut necesar sa fie respectate cele 3 reguli ale trepiedului frigorific: -Aplicarea frigului la un aliment sanatos; -Aplicarea frigului intr-o faza cat mai precoce ; -Aplicarea frigului intr-o maniera neintrerupta , respectiv mentinerea temperaturii scazute, fara variatii, din momentul prelucrarii prin frig si pana la consum.
8
1.5 Consideratii privind utilizarea frigului artificial. Utilizarea frigului in industria carnii implica doua procedee tehnice: • Refrigerarea • Congelarea Refrigerarea carnii, pana la temperaturi cuprinse intre 0°C si 4°C, produce: • Incetinirea dezvoltarii microflorei provenita din contaminari interne si externe ; • Reducerea reactilor hidrolitice si oxidative de enzime ; • Diminuarea unor procese fizice. Refrigerarea consta in racirea produselor alimentare pana la temperaturi apropiate de punctul de congelare, fara formare de gheata in produs. Scopul principal al refrigerarii este cel al conservarii propriu-zise a produselor. Refrigerarea poate fi insa folosita si in scopul asigurarii conditiilor optime de desfasurare a unor procese biochimice necesare fabricarii unor produse alimentare, sau a unor procese fizico-chimice necesare in anumite faze ale unor tehnologii alimentare. Refrigerarea reprezinta un anumit proces de transfer de caldura, fara schimbarea starii de agregare, insotit in majoritatea cazurilor si de un transfer de masa (umiditate) de la produsul alimentar cu temperatura mai ridicata la mediul de racire cu temperatura mai scazuta. Temperatura finala de refrigerare a produselor alimentare este, de regula deasupra punctului de congelare al acestora, situandu-se intre O°C si +5°C . Mediul de racire trebuie sa aiba temperaturi cu 3 ... 5°C mai coborate decat temperatura finala a produselor. In functie de natura mediului de racire utilizat se deosebesc urmatoarele procese de refrigerare: • refrigerarea in aer; • refrigerarea in agenti intermediari (apa, apa de mare, solutii de clorura de sodiu, etc.) ; • refrigerarea prin contact cu gheata hidrica; • refrigerarea produselor lichide in aparate schimbatoare de ca1dura; • refrigerarea in vid. In functie de modul de conducere a procesului de racire se deosebesc: • refrigerarea lenta; • refrigerarea rapida.
9
In prezent, cu exceptia unui numar redus de produse vegetale la care se impune refrigerarea lenta, pentru a se evita tulburarile de metabolism, metoda a fost practic abandonata. Refrigerarea rapida asigura viteze mari de scadere in timp a temperaturii, ceea ce prezinta urmatoarele avantaje: • sustragerea produsului, cat mai rapid posibil, de sub actiunea microorganismelor si evitarea proliferarii lor; • racirea rapida a suprafetei produsului franeaza evaporarea apei libere din tesuturi si in consecinta se reduc pierderile in greutate; • se reduce durata refrigerarii si implicit a timpului de stationare a produselor in spatiile de refrigerare special amenajate in acest scop. Se obtine o reducere a spatiilor de refrigerare necesare si scad cheltuielile pentru constructia, amenajarea si exploatarea lor . De remarcat ca prin frig nu se pot controla reactiile chimice ca urmare a atacului oxigenului, deoarece autooxidarea implica un lant de reactii chimice a caror energie de activare este mica si in consecinta, aceste reactii (contrar reactiilor enzimatice ) sunt mai putin sensibile la actiunea frigului. Metoda de refrigerare adoptata este caracterizata prin viteza aerului in contact cu carnea si temperatura aerului. Tinand cont de cele aratate s-a dovedit pe cale experimentala ca refrigerarea lenta asigura securitatea din punct de vedere microbiologic, in conditiiIe in care anaerobioza si acidifierea carnii decurg normal. In ceea ce priveste refrigerarea rapida, securitatea microbiologica este asigurata intr-un grad foarte mare. Congelarea carnii, pana la temperaturi cuprinse intre -25°C. .. -18°C produce: • Blocarea multiplicarii microorganismelor si distrugerea unor germeni sensibili; • Oprirea celor mai multe dintre reactiile biochimice care au loc in carne. Congelarea carnii nu are ca scop o imbunatatire a calitatii, ci mentinera la un anumit nivel a caracteristicilor sale senzoriale: • fragezime, • suculenta, • gust, • miros, • culoare.
10
Congelarea asigura o stabilitate mai mare a carnii din punct de vedere microbiologic, deoarece se opreste complet multiplicarea microorganismelor si are loc chiar o distrugere a germenilor sensibili . In vederea asigurarii unor durate mari de conservare, produsele alimentare se congeleaza la temperaturi mult inferioare fata de punctul de solidificare al apei continute acestea. In functie de natura produsului, punctul de solidificare este situat intre -0,5°C si -4°C .Congelarea, ca metoda de conservare, mareste durata admisibila de pastrare a produselor alimentare de peste 5 ... 50 ori fata de conservarea prin refrigerare. Procesul de congelare trebuie astfel dirijat incat produsul sa treaca cat mai repede cu putinta faza de maxima cristalizare a apei, care este cuprinsa intre -1 ... -5°C, timp in care se produce solidificarea a 60 ... 75% din continutul total de apa. Procesul tehnologic trebuie apoi continuat prin subracirea produsului pana la o temperatura finala de -18 ... -25°C la care, 90 ... 95% din apa continuta se solidifica. Pentru realizarea congelarii in aceste conditii, temperatura mediului de racire trebuie sa fie de -30 ... -35°C, respectiv, agentul frigorific folosit in instalatie sa se vaporizeze la temperaturi de -40 ... -45°C. Cea mai ridicata temperatura se mentine in centrul termic al produsului care la materialele omogene coincide cu centrul geometric. Temperatura centrului termic al produsului reprezinta un indicator al terminarii operatiei de congelare deoarece temperatura medie a produsului nu poate fi masurata. Temperatura in centrul termic al produsului la sfarsitul congelarii poate fi cu cel mult 3 ... 5°C mai mare decat temperatura la care urmeaza sa aiba loc depozitarea. In cazul unei congelari lente rezulta un numar redus de cristale de gheata, cu dimensiuni mari si neregulate, pe cand la congelarea rapida se obtine un numar mare de cristale cu dimensiuni reduse si forme neregulate. La congelarea lenta, unde predomina cristalizarea intercelulara, tensiunile locale cauzate de cristale mari si neuniforme formate determina modificari in structura tesuturilor prin deformarea, dislocarea si perforarea peretilor celulari. Datorita diferentei de presiune osmotica creata, sucul concentrat din interiorul celulei migreaza in spatiul intercelular. Efectul de plasmoliza al actiunii fizicochimice a sucurilor concentrate are ca rezultat deshidratarea celulei, pe de o parte si acumularea ghetii in spatiile intercelulare pe de alta parte. Acestui ,,soc osmotic" i se atribuie un rol determinat in vatamarea si moartea celulelor in cazul produselor supuse congelarii lente. La decongelarea acestor produse apar pierderi mari de suc. La congelarea rapida, unde predomina cristalizarea intercelulara, se formeaza o structura microcristalina uniforma, repartizata atat in spatiile intercelulare, cat si in cele intracelulare, ceea ce determina tensiuni locale mult
11
mai slabe si diferente de presiuni osmotice mult mai mici, avand ca efect modificari structurale ale tesuturilor mai putin vatamatoare. La decongelarea acestora,pierderile de suc sunt mai reduse, membrana celulelor nefiind perforata. Pentru majoritatea produselor alimentare conservate prin congelare, pierderile de suc celular rezultate la decongelare constituie un indicator negativ de calitate pentru ca fenomenul duce la pierderea fermitatii produsului, a gustului si uneori chiar a aromei. In consecinta, este necesar sa se adopte procedee si tehnologii de congelare specifice produselor respective, care sa sigure viteze mari de congelare astfel incat, prin scaderea rapida a temperaturii sa se obtina o structura microcristalina uniforma, atat in spatiile intercelulare cat si in cele intracelulare, cu forme regulate, care are o actiune redusa de vatamare a tesuturilor si nu provoaca perforarea membranei celulare.
12
CAPITOLUL II CALCULUL SUPRAFETELOR DE PRELUCRARE PRIN FRIG SI DE DEPOZITARE A PRODUSELOR 2.1 Calculul suprafetelor frigorifice Capacitatea de depozitare a unui frigorifer, parametru principal in proiectare, depinde de natura si dimensiunile produsului, suprafata camerei, inaltimea de stivuire. La proiectarea unui frigorifer, deosebit de important este modul de amplasare a camerelor de depozitare, precum si a spatiilor anexe, in vederea asigurarii unui flux continuu de productie si livrare. In vederea reducerii la minim a puterilor frigorifice, camerele de depozitare vor fi astfel amplasate incat diferentele de temperatura intre acestea sa fie minime. Capacitatea camerelor de depozitare se calculeaza in functie de cantitatile maxime de marfuri vehiculate, in conditiile de maxima eficienta a operatiunilor de distributie a marfurilor. Suprafetele utile de incarcare cu produse se calculeaza cu relatia: unde: mi[t] - cantitatea de incarcare pentru camera i; Ni [kg/m] - norma de incarcare cu produse pe unitatea de suprafata a pardoselii. Suprafetele camerelor de depozitare se ca1culeaza cu relatia: βi - coeficient de adaos care ia in consideratie suprafetele necesare spatiilor dintre produse, dintre produse si pereti, existenta stalpilor de sustinere si a culoarelor pentru circulatia aotostivuitoarelor in depozite. Valori recomandate pentru βi : pentru Su < 6m2 =. Βi= 1,7 pentru 6m2 < Su< 30 m2 , βi=1,5
13
pentru 30m2 < Su< 80m2 , βi=1,4 Capacitatea de depozitare pe sortimente si niveluri de temperatura precum si suprafetele de depozitare se regasesc sintetizate in tabelul urmator: Tabel 1. N
Spatiu frigorific
1
Depoz it de carne porc+ vita Depoz it de rosii + castraveti Depoz it ardei + gogosari
r crt
2 3
4
Depoz it preparate finite
Capacitat e zilnica mi [kg/zi] 5000
Incarcar e specifica Ni [kg/m2] 200
6000 2500
200 400
2500 2500
400 400
2500
400
11000
200
Suprafat a utila Su [m2]
Coeficient ul de adaos β
35
1.4
12.5
1.5
12.5
1.5
55
1.4
Suprafet e construite Sc [m2]
In vederea reducerii patrunderilor de caldura din exterior se urmareste ca planul de dispunere a spatiilor racite, sa se apropie de un patrat. La amplasarea spatiilor se au in vedere cateva aspecte: existenta unor fluxuri simple pentru produse (cat mai scurte si cu intersectii cat mai putine), reducerea gradata a temperaturii de la exterior spre centru, amplasarea spatiilor cu temperaturi mai scazute pe latura de nord sau in centrul frigoriferului. La stabilirea planului general al frigoriferului se va tine seama de specificul intreprinderii pe care o deserveste, locul de amplasare in vederea respectarii normelor sanitare. Spre deosebire de depozitele frigorifice mari, care sunt c1adiri independent separate, depozitele frigorifice mici sunt dotate cu masini pentru racire si sunt asezate aproape exclusiv in subsolurile sau la parterul cladirilor existente sau ale c1adirilor locuite cu mai multe etaje. La alegerea locului pentru depozitul frigorific trebuie sa se tina seama de usurinta incarcarii si descarcarii produselor din deoizit.
14
Pentru depozitele frigorifice utilate cu masini, trebuie sa se tina seama de alimentarea cu energie electrica, cu apa pentru condensator si legarea la reteaua de canalizare . • La proiectarea camerelor frigorifice trebuie sa tina seama de urmatoarele cerinte: • Camerele sa fie lipite pe cat posibil una de alta: • Suprafata diferitelor camere dupa izolare sa nu fie mai mica de 4m ; • Dimensiunile camerelor vor fi multiplu de 3m; • Raportul intre lungimea si latimea camerei nu trebuie sa depaseasca 2,5 • Inaltimea camerei trebuie sa fie multiplu de 0,6 m. • In camerele cu suprafata mai mica de 20 m2 nu trebuie sa existe stilpi separati de pereti, • Latimea coridorului tambur trebuie sa fie de 2 ... 3 m, iar lungimea sa fie minima; • Sectia de masini pentru instalatii frigorifice trebuie sa aiba o iesire direct afara si sa fie lipita direct de grupul de camere pentru a se micsora lungimea conductelor. Usile frigorifice ale camerelor frigorifice sunt confectionate din lemn sau metal si sunt izolate termic (pluta). Sunt construite in asa fel incat spre exterior au o bariera de vapori pentru a impiedica umezirea izolatiei. Sala masinilor frigorifice se va incalzi de preferinta cu aer cald, asigurandu-se in sezonul rece o temperatura inferioara de circa 16°C. Ventilarea acestor sali se va face astfel incat concentratia maxima a vaporilor de amoniac sa nu depaseasca normele admise. Pentru acest tip de sali se prevede in mod obligatoriu ventilarea cu debit sporit pentru evacuarea aerului viciat in caz de avarie, recomandandu-se sa se evacueze un volum de aer viciat egal cu volumul incaperii in 3 - 5 minute. Instalatiile electrice interioare difera de cele exterioare adica din cladirile obisnuite datorita conditiilor de functionare ale frigoriferelor.
15
Din acest motiv, instalatiile electrice din c1adirea frigoriferului vor fi de tip etans, folosindu-se cabluri in manta de pluta sau material plastic. In camerele frigorifice pentnl produse congelate nu se monteaza sifoane sau recipiente, iar tevile de scurgere ale tavilor racitoarelor de aer se vor goli direct prin conducte. Acestea trebuie sa aiba un diametru mai mare (minim 100 mm), fiind montate cu panta cat mai pronuntata (5 .. , 15%) pentru a inlesni evacuarea bucatilor de gheata, zapada. Daca conductele de scurgere a tavilor racitoarelor de aer strabat distante relativ mari prin camerele frigorifice cu temperaturi mai mici decat 0°C, ele trebuie prevazute cu sisteme de prevenire a inghetarii apei in conducte, prin incalzire electrica sau cu fluide calde. Planul de amplasare a spatiilor frigorifice este prezentat schematic in figura urmatoare: 2.2 Schema de amplasare a spatiilor frigorifice
16
Inaltimea camerelor frigorifice este: h=7·0,6=4,2m Dimensiunile spatiilor frigorifice sunt prezentate in tabelul urmator : Tabel 2 Nr crt 1 2 3 4 5
Spatiu frigorific Depozit preparate finite Depozit carne porc + vita Depozit rosii + castraveti Depozit ardei + gogosari Sala preparare produse finite
Temperatura de depozitare [°C] -18
Suprafata de depozitare [m2]
Dimensiunile spatiilor L·l·h
4 6 1 10
La proiectarea constructiei pentru camerele frigorifice se vor prevedea: • goluri in pereti si plansee pentru traversari de conducte; • goluri de pardoseala pentru ingroparea completa a pragurilor usilor; • agrafe cu mustati (aneore) in plansee pentru prinderea izolatiei frigorifice; • agrafe (aneore) cu mustati in pereti pentru prinderea izolatiei frigorifice; • denivelari in pardoseala pentru includerea stratului de instalatie frigorifera pentru aceasta trebuie sa se tina seama de grosimea stratului de izolatie hidrofuga si frigorifera, de grosimea betonului de egalizare si a stratului de uzura, deoarece trebuie mentinut acelasi nivel al pardoselii; • panta la pardoseala - daca exista in camerele frigorifice pantele pardoselii vor da spre usa.
17
Depozite1e frigorifice se prevad cu rampe pentru descarcare sau incarcare, denivelate fata de teren si de aeeea se impune ea nivelul depozitului sa fie 1a aceeasi cota cu rampele, respectiv la 1,1 m. Sistemul de frigorifer cu rampe inalte nu exclude solutia de frigorifer cu rampe la nive1ul terenului. Rampele vor avea latimi suficiente pentru a asigura trecerea a doua utilaje de incarcare, inclusiv spatiu de siguranta pentru pietoni. Lungimea rampelor trebuie sa asigure deservirea tuturor acceselor in frigorifer. Rampele vor avea latimi sufieiente si vor fi protejate cu copertine pe toata 1ungimea si pe o latime mai mare decat a rampelor cu minimum 30 cm. In cazul transporturilor si manipularilor cu mijloace mecanizate, rampele vor fi prevazute cu planuri inclinate pentru urcarea acestor mijloace.
18
CAPITOLUL III CALCULUL IZOLATIILOR TERMICE ALE PERETILOR SPATIILOR RACITE SI A COEFICIENTILOR GLOBALI 3.1 Izolarea peretilor spatiilor racite Regimul de functionare al spatillor frigorifice si c1imatizate, caracterizat prin valori coborate ale temperaturii, prin variatia rapida a acesteia si printr-o umezeala mare a aerului din incaperi, impune pentru izolarea termica a peretilor, plafoanelor si pardoselilor conditii deosebite, a caror realizare practica prezinta o serie de dificultati. Rolul izolatiei frigorifice consta in reducerea fluxului de caldura ce patrunde prin invelisul camerei frigorifice in vederea mentinerii in camera a unui regim de temperaturi si umiditate cat mai stabil. Acest regim trebuie mentinut independent de modificarea conditiilor de temperatura si umiditate ale mediului ambiant. Materialele termoizolante utilizate la frigorifere trebuie sa indeplineasca unele conditii: • hidroscopicitate redusa; • permeabilitate la vapori cat mai mica; • rezistenta la inghet; • densitate mica • sa nu aiba valoare nutritiva pentru insecte si rozatoare; • conductivitate termica mica; • sa fie usor de prelucrat; • durata mare de exploatare; • rezistenta mecanica buna. Pentru materialele care se taseaza in timp se va prevedea un sistem de fixare a izolatiei pe elemente de constructie folosind agrafe din sarma moale fixate pe partea de constructie. Trebuie sa se asigure continuitate intre bariera de vapori de la pereti si bariera hidrofuga de la pardoseala. Placile de izolatie se lipesc intre ele cu bitum, prin puncte, placile asezanduse decalate, rosturile se inchid cu bitum. Bariera de vapori este construita de obicei dintr-un strat de bitum care se monteaza numai in partea calda a stratului de izolatie. La pardoseli, pentru camerele frigorifiee cu temperaturi interioare superioare valorii de 0°C , amplasate la parter si fara subsoluri,se executa numai o izolatie perimetrica a pardoselii cu latimea de 1 m. In continuare se executa un strat de
19
egalizare de beton slab armat, betonul de egalizare nu se va executa pana la pereti, ci departat cu o distanta egala cu grosimea izolatiei peretilor, in vederea realizarii stratului continuu de izolatie tennica. Panta pardoselii camerelor frigorifice in vederea scurgerii apei se realizeaza prin variatia grosimii stratului de beton de egalizare. Peste stratul de egalizare se executa un strat de uzura care la intersectia cu tencuiala interioara a peretilor va fi continuat cu o scafa de etansare din ciment. Pentru izolarea peretilor si a plafoanelor se foloseste ca material izolant polistirenul expandat, care are o buna rezistenta la actiunea apei, dar prezentand cateva dezavantaje: •Rezistenta mecanica redusa; •Punct de topire coborat (80°C); •Coeficient de dilatare termica mare. Caracteristici fizice ale polistirenului: • Conductivitate termica: λ= (0,03 - 0,035) W /mk ; • Densitatea: ρ= (20 - 25) kg/m3 ; • Coeficient global de schimb de caldura: k = 0, 2 – 0,5 W/m2k . • densitatea fluxului termic: q0= 8 W/m2 ; • temperatura maxima de utilizare: 60°C.
20
Pardoseala se izoleaza cu placi de pluta expandata si impregnata. Este obtinuta din bucati de pluta naturala cu dimensiuni de 3 - 8 mm, prin expandare la 400 °C si impregnare cu rasini proprii (pluta Superex) sau cu bitum (pluta Asko). Caracteristici fizice ale plutei: • conductivitate termica: λ= (0,04 - 0,06) W/mk; • densitate ρ = (150 - 160) Kg/m3 ; • rezistenta mecanica la compresiune: σ = (3*105 - 5*105) N/m2; • coeficient global de transfer termic: k = (0,4 - 0,7) W/m2k ; • densitatea fluxului termic: qa = (11-12) W/m2 . Grosimea straturilor peretilor si conductivitatile termice ale materialelor acestora sunt: Pentru pereti exteriori: 1.
Tencuiala de ciment: δ1=0,020 m; λ1 =1,16W/mk; 2. Strat de caramida: δ2 =0.250 · 1,5=0,375 m;
21
λ2 =0,773W /mk; 3. Tencuiala δ3=0,020 m; λ3= 1,16W/mk; 4. Bariera de vapori δ4 =0,004 m; λ4 =0,348 W/mk; 5. Strat de izolatie din poliesteren: δ5=δiz; λ5= λiz=0,034 W/mk; 6. Tencuiala de ciment: δ6=0,020 m; λ6=1,16W/mk; Rezistenta termica a peretelui exterior este:
Rt=∑ = δ1/λ1 + δ2/λ2 +
/λ3 + δ4/λ4 +δ5 /λ5 + δ6/λ6 =
3
Rt= 0,52 [m2k/W] ;
22
Pentru pereti despartitori dintre camere sau dintre camere si culoare : 1.
Tencuiala de ciment:
δ1=0,020 m; λ1=1,16 W/mk; 2.
Strat de caramida:
δ2=0.250 m; λ2=0,773 W/mk; 3.
Tencuiala de ciment:
δ3=0,020 m; λ3=1,16 W/mk; 4.
Strat de izolatie din poliesteren:
δ4=δiz; λ4= λiz =0,034 W/mk; 5.
Tencuiala de ciment:
δ5=0,020 m; λ5=1,16 W/mk; Rezistenta termiea a peretelui interior este: Rt=∑ = δ1/λ1 + δ2/λ2 +
Rt = 0,37 [m2k/W] ;
3
/λ3 + δ4/λ4 +δ5 /λ5 + δ6/λ6 =
+
+
+
23
Nu se aplica bariera de vapori la peretii exteriori ai camerelor cu temperaturi interioare mai mari de -3°C, cat si la peretii despartitori la care sensul fluxului de caldura se poate inversa, deci se poate inversa si sensul difuziei de vapori. Nu se aplica bariera de vapori intre straturile de material izolant. Pentru pardoseala : 1.Strat de uzura: δ1=0,030 m; λ1=1,047 W/mk; 2.Strat de egalizare din beton slab armat: δ2=0,08 m; λ2=0,4 W/mk; 3.Strat de izolatie din pluta: δ3= δiz m; λ3= λiz= 0.05 W/mk; 4.Bariera de vapori: δ4=0,004 m; λ4=0,348 W/mk; 5.Placa de beton armat: δ5 =0,08 m; λ5= 1,45 W /mk; 6.Placa de beton cu rezistenta electrica:
24
δ6= 0,05 m; λ6= 1,45 W/mk; 7.Strat de balast: δ7= 0,2 m; λ7= 0,87 W/mk; 8. Strat de pamant compact: δ8= 0,5 m; λ8= 0,812 W/mk; Rezistenta termica a pardoselei este: Rt=∑ = δ1/λ1 + δ2/λ2 + Rt= Rt= 1,1 [m2k/W]
3
/λ3 + δ4/λ4 +δ5 /λ5 + δ6/λ6 +δ7/λ7+δ8/λ8
25
26
Pentru plafon: 1.
Stratul de uzura:
δ1=0.02 m; λ1=0.14 W/mk; 2.
Placa de beton armat:
δ2=0.08 m λ2=1.45 w/mk 3.
Tencuiala de ciment:
δ3=0.020 m λ3=1.16 w/mk 4.
Bariera de vapori
δ4=0.004 m λ4=0.348 w/mk 5.
Strat de izolatie din polistiren:
δ5=δiz m λ5=λiz=0.034 w/mk 1.
Tencuiala de ciment:
δ7=0.02 m λ7=1.16 w/mk Rezistenta termica a plafonului este : Rt=∑ = δ1/λ1 + δ2/λ2 + 3/λ3 + δ4/λ4 + δ7/λ7 Rt= Rt=0.74 [m2k/w]
27
28
3.2 Calculul grosimii izolatiei frigorifice Pentru calculul grosimii izolatiei se foloseste metoda adoptarii densitatii de flux termic q. Experimental se adopta o densitate de flux optim q0: • pentru polistiren : q0=10 w/m2 ; • pentru pluta : q0=14 w/m2 Grosimea izolatiei frigorifice se determina din relatia: [w/m2] δiz =λiz[
] [m]
unde: δiz - grosimea stratului de izolatie λiz – conductivitatea termica a materialului izolant [w/m2k] λpolistiren=0.034 w/m2k λpluta= 0.041 w/m2k �e – coeficient de convectie pe fata exterioara a peretelui [w/m2k] �i – coeficient deconvectie pe fata interioara a peretelui [w/m2k] - suma rezistentelor termice ale straturilor peretelui,mai putin izolatia termica [m2k/w] Dupa calcularea grosimii izolatiei aceasta se standardizeaza la valoarea imediat urmatoare, ca multiplu de 2 (20,40,60 etc) [w/m2k] Stabilirea temperaturii exterioare de calcul tec tec = 0.4tm + 0.6tM = 28°C tm = 19 [°C] - temperature medie lunara din luna cea mai calduroasa in Galati tM = 34 [°C] - media temperaturilor maxime din luna iulie
29
Pentru fiecare suprafata de transfer de caldura ce determina spatial frigorific, diferentele de temperature se stabilesc in functie de �tc; �tc=tec-ti [°C] unde: tec [°C] – temperature aerului exterior spatiului frigorific ti [°C] – temperature aerului din camera Pentru fiecare suprafata de transfer de caldura se delimiteaza spatiul frigorific, diferentele de temperatura se stabilesc in functie de �tc: �tc=tec-ti [°C] Unde: tec [°C] = temperatura aerului exterior spatiului frigorific ti [°C] = temperatura aerului din camera �tc se stabileste pentru fiecare spatiu frigorific in parte , astfel: • �t = �tc – pentru pereti exteriori si plafoane ce sunt in acelasi timp si acoperis • �t = (0,7…0,8) �tc – pentru peretii care separa spatiile racite (izolate) de cele neizolate care comunica direct cu spatiul exterior(valori mai mici, pentru refrigerare,iar cele mari, pentru congelare); • �t = (0,6…0,7) �tc – pentru peretii care separa spatiile racite de cele neracite , dar care nu comunica direct cu exteriorul; • �t =0.4 �tc – pentru peretii care separa spatiile racite de cele neracite , avand izolatii termice (camere frigorifice care nu functioneaza, sasuri si culoare); �t – diferenta de temperatura dintre temperatura exterioara suprafetei de transfer de caldura si temperatura interioara spatiului frigorific. Actiunea radiatiei solare asupra intensitatii transmiterii caldurii se considera cu aproximatie , asimiland efectul acestuia cu cel provocat de o diferenta de temperatura suplimentara �tR ce se adauga la �t. Diferenta de temperatura �tR se ia in consideratie numai la peretii exteriori si plafoane care sunt si acoperis pentru cladire • �tR = 0°C pentru peretii exteriori orientati spre N • �tR = (5…10)°C pentru peretii orientati spre E, V, S-E, S-V; • �tR = 15°C pentru peretii orientati spre S;
30
• �tR = (15…18)°C pentru plafoane care sunt si acoperis. Pentru pardoseli asezate pe sol , temperatura exterioara(a solului)sub pardoseala se poate considera pentru sezonul cald. te=15°C temperatura solului la baza constructiei ; te=0°C temperatura solului la o adancime de 3,5 m sub nivelul solului(caz in care exista subsol). Calculul grosimii izolatiei δiz si coeficientul global de transfer termic kr sunt prezentate in tabelul urmator: Perete ti �tC [°C] [°C] Denumirea incintei
Depozit preparate finite
Depozit carne porc + vita
Depozit ardei + gogosari
A
�t [°C]
te [°C]
N
-18
46
1
46
28
S
-18
46
E
-18
46
0. 6 1
27. 6 46
18. 4 28
V
-18
46
T
-18
46
0. 4 1
18. 4 46
27. 6 28
P
-18
46
4
24
36. 8 24
9.2
N
0. 8 1
S
4
24
E
4
24
14. 4 9.6
V
4
24
T
4
24
0. 6 0. 4 0. 4 1
24
18. 4 13. 6 13. 6 28
P
4
24
N
1
27
S
1
27
E
1
27
V
1
27
0. 7 0. 6 0. 6 0. 6 1
16. 8 16. 2 16. 2 16. 2 26
20. 8 17. 2 17. 2 17. 2 27
9.6
28
izolatia q0
λiz
1 0 1 0 1 0 1 0 1 0 1 4 1 0 1 0 1 0 1 0 1 0 1 4 1 0 1 0 1 0 1
0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.04 1 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03
�e
�i
25
8
12
8
25
8
8
8
25
8
-
8
25
8
12
8
8
8
8
8
25
8
-
8
12
8
12
8
12
8
25
8
Rt
δiz
kr
calcula t 13.2
STAS 14
0.263
7.6
8
0.402
13.2
14
0.263
8.7
10
0.452
15.4
16
0.242
7.7
8
0.494
0.5 2 0.3 7 0.3 7 0.3 7 0.7 4 1.1
7.2
8
0.481
3.8
4
0.682
3.5
4
0.423
3.5
4
0.423
7.7
8
0.512
1.6
2
0.674
0.3 7 0.3 7 0.3 7 0.5
0.542
6
0.556
0.542
6
0.556
0.542
6
0.556
0.756
8
0.424
0.5 2 0.3 7 0.5 2 0.3 7 0.7 4 1.1
31
Depozit rosii + castraveti
Sala preparare produse finite
T
1
27
1
26
27
P
1
27
N
6
22
0. 7 1
18. 9 22
19. 9 28
S
6
22
E
6
22
13. 2 8.8
V
6
22
0. 6 0. 4 1
22
19. 2 14. 8 28
T
6
22
1
22
28
P
6
22
N
10
18
S
10
18
0. 7 0. 6 1
15. 4 10. 8 18
21. 4 20. 8 28
E
10
18
1
18
28
V
10
18
T
10
18
0. 6 1
10. 8 18
20. 8 28
P
10
18
0. 7
12. 6
22. 6
0 1 0 1 4 1 0 1 0 1 0 1 0 1 0 1 4 1 0 1 0 1 0 1 0 1 0 1 4
4 0.03 4 0.04 1 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.04 1 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.03 4 0.04 1
25
8
-
8
25
8
12
8
8
8
25
8
25
8
-
8
12
8
25
8
25
8
12
8
25
8
-
8
2 0.7 4 1.1
0.788
8
0.417
3.64
4
0.483
0.5 2 0.3 7 0.3 7 0.5 2 0.7 4 1.1
5.2
6
0.582
2.7
4
0.492
3.2
4
0.563
5.2
6
0.582
6.5
8
0.534
1.5
2
0.686
0.3 7 0.5 2 0.5 2 0.3 7 0.7 4 1.1
0.136
2
0.552
0.338
4
0.735
0.338
4
0.735
0.136
2
0.552
0.558
6
0.745
0.167
2
0.924
3.3 Verificarea izolatiei in vederea preintampinarii condensarii vaporilor pe fata calda a peretilor. Depunerea umiditatii din aer pe suprafata unui corp este posibila atunci cand,venind in contact cu suprafata corpului, temperatura aeruilui atinge temperatura de roua.Izolatia termica constituie un mijloc pentru inlaturarea acestui proces. Tinand seama de caracterul nestationar al regimului termic si introducand un coeficient de siguranta, se poate folosi formula urmatoare: k<0.95 unde:
= k*
32
m – coeficient ce tine seama de masivitatea peretelui; m = 1 – pentru pereti cu masivitate maxima m=1,1 – pentru pereti cu masivitate medie m=1,15 – pentru pereti cu masivitate mica Pentru φe se considera urmatoarele valori : φe = 60% pentru aerul exterior si cel de deasupra tavanului; φe = 70% pe coridoare si spatiile frigorifice considerate ca nufunctioneaza. Pentru calcule s-au consideavalorile cele mai mici pentru �e, avand in vedere situatia in care spatiile frigorifice nu functioneaza pe racre. Pentru coeficientul global de schimb de caldura k au fost considerate valorile kr stabilite dupa alegerea grosimii izolatiei termice.
Spatiul frigorific
Depozit preparate finite
Depozit carne porc + vita
Perete ti N 18 S 18 E 18 V 18 T 18 N 4
te 28 18. 4 28 27. 6 28 28
φe 6 0 7 0 6 0 7 0 6 0 6 0
tr 20. 6 13. 1 20. 6 21. 4 20. 6 20. 6
�e 25 12 25 8 25 25
k* 3.4 1 1.8 2 3.4 1 1.6 4 3.4 1 5.2 3
kr 0.263 0.402 0.263 0.452 0.242 0.481
33
Depozit ardei + gogosari
Depozit rosii + castravti
Sala preparare produse finie
S
4
18. 4 13. 6 13. 6 28
E
4
V
4
T
4
N
1
S
1
E
1
V
1
17. 2 17. 2 17. 2 27
T
1
27
N
6
28
S
6
E
6
V
6
19. 2 14. 8 28
T
6
28
N
10
S
10
20. 8 28
E
10
28
V
10
T
10
20. 8 28
7 0 7 0 7 0 6 0 6 0 7 0 7 0 6 0 6 0 7 0 7 0 7 0 6 0 6 0 7 0 6 0 6 0 7 0 6 0
13. 1 8.1
12
8.1
8
20. 6 9.5
25
10. 2 10. 2 20. 4 20. 4 24. 3 13. 6 7.8
12
20. 6 20. 6 15. 6 20. 6 20. 6 15. 6 20. 6
25
8
12
12 25 25 25 12 8
25 12 25 25 12 25
3.7 6 3.5 4 3.5 4 5.2 3 4.2 3 4.3 8 4.3 8 5.9 5 5.9 5 6.1 4 4.7 6 4.4 5 6.3 4 6.3 4 5.4 8 9.3 3 9.3 3 5.4 8 9.3 3
0.682 0.423 0.423 0.512 0.556 0.556 0.556 0.424 0.417 0.582 0.492 0.563 0.582 0.534 0.552 0.735 0.735 0.552 0.745
3.4 Verificarea izolatiei termice la condensarea vaporilor in interiorul stratului de izolatie. Bariera de vapori.
34
Umezirea materialelor izolatoare depinde de umiditatea higrocopicã, de permeabilitatea la vapori, de infiltrarea de umiditate din diverse cauze. Coeficientul de permeabilitate la vapori μi [g/mhPa] reprezintã cantitatea de umiditate exprimatã in grame, care trece prin 1 m2 suprafatã de perete, gros de 1 m, in timp de 1 orã,in cazul unei diferente de presiune partialã a vaporilor, pe cele douã fete, de 1 N/m2. În timpul exploatãrii spatiilor frigorifice apare un flux de cãldurã si unul de umiditate care difuzeazã de la exterior cãtre spatiile respective. Fenomenul de difuzie a vapori lor este determinat de diferenta dintre presiunile partiale ale vaporilor de apã din aerul exterior si cel interior spatiului frigorific. Se impune deci sã se efectueze verificarea izolatiei termice in ce priveste posibilitatea de condensare a vaporilor de apã in interiorul acesteia in cazul peretilor neomogeni, caz concret intalnit la peretii frigoriferului. Vaporii de apã care difuzeazã pot condensa in interiorul izolatiei in zona de temperaturi situatã sub temperatura punctului de rouã. In plus, dacã temperatura este negativã atunci vaporii de apã se transforma in gheatã care are coeficientul de conductivitate termicã de 100 ori mai mare decât al aerului uscat. Prin fenomenul de inghetare a vaporilor de apã, volumul specific al apei creste, incât vor apãrea eforturi interne ce determinã distrugerea materialului poros. Având in vedere cã se mãresc pãtnmderile de cãldurã din exterior, reiese necesitatea evitãrii fenomenului de condensare a vaporilor de apã in interiorul izalatiei. Verificarea la condensare constã in trasarea variatiei temperaturii in interiorul stratului de izolatie, apoi, in functie de aceasta, se traseazã curba de variatie a presiunii vaporilor de apã în stare de saturatie p". De asemenea, se traseazã curba presiunii partiale a vaporilor de apã p', în conditiile reale din stratul izolant. În aceste calcule de verificare se neglijeazã rezistentele termice si de trecere a vaporilor pe suprafata interioarã si exterioarã a peretelui, astfel cã, atât temperatura tx cât si presiunea partialã px variazã liniar in interiorul stratului izolant. Presiunea de saturatie p" variazã dupã o lege logaritmicã ca urmare a relatiei ce existã intre presiune si temperaturã. In cazul in care curbele p' si p" se intersecteazã existã conditii favorabile de condensare a vapori lor de apã in interiorul stratului izolant. Partea din stratul de izolatie in care se produce condensarea vaporilor de apã se numeste zona de condensare. Zona de condensare constituie centrul de umezire continuã al materialului izolant. Pentru a impiedica formarea zonei de condensare trebuie sa se reduca f1uxul de vapori ce strabate peretele, adica sa se monteze un strat suplimentar izolant fata de difuzia vaporilor de apa.
35
Acest strat poate sa reduca sau sa inlature zona de condensare, numai daca este amplasat anterior stratului de izolatie termica,in sensul fluxului de umiditate, sau altfel spus, pe parte calda a acestui strat. Acest strat se numeste bariera de vapori sau izolatie hidrofuga. In bariera de vapori are loc o scadere brusca a presiunii partiale a vaporilor, presiune care, in stratul termoizolant se indeparteaza de curba de saturatie p" si in acest caz, condensarea vaporilor este exclusa. Rezulta unele recomandari in executia lucrarilor de izolatie si anume: in cazul executarii stratului de izolatie tennica din mai multe placi se va evita lipirea placilor intre ele cu strat gros de bitum (se vor lipi in puncte), iar bariera de vapori va fi concentrata numai pe partea calda a izolatiei. In situatia contrara, cand bariera de vapori se amplaseaza pe partea rece a stratului termoizolant, curba presiunii partiale a vaporilor in stratul de izolatie se va deplasa in sus si in cazul intersectiei cu curba presiunii partiale a vaporilor saturati se va produce condensarea. Absenta barierei de vapori pe partea rece a inve1isului termoizolant creaza conditii optime pentru uscarea izolatiei termice in timpul exploatarii frigoriferului, in sensul ca, umiditatea patrunsa din diferite cauze in stratul de izolatie va trece liber spre aerul camerei. In cazul montarii barierei de vapori pe ambele fete ale izolatiei este necesar ca, in timpul montarii, sa se evite cat mai mult umezirea acesteia. Se determina presiunile partiale ale vaporilor de apa p’s si p'6 pe fetele stratului de izolatie unde R'dif este rezistenta la difuzia vaporilor de apa a straturilor de pe fata exterioara a izolatiei termice.Se determina presiunile partiale ale vaporilor pe fetele stratului de izolatie.Se imparte stratul de izolatie in n straturi de grosimi egale si se calculeaza temperaturile t’[i=1,2,3,4,…,(n+1)] pe fetele acestor straturi si apoi se determina presiuni de saturatie corespunzatoare. Se determina in continuare presiunile partiale pentru fiecare strat in parte.Se compara cele 2 curbe p”(x) si p’(x) trasate pe grosimea izolatiei.
36
Materialul ales ca bariera de vapori trebuie sa aiba un coeficient de permeabilitate la vapori foarte mic, adica rezistenta la penetratia vaporilor de apa sa fie foarte mare. Exemplificam in continuare modul de trasare a curbelor p” si p’ considerand un perete exterior cu structura de mai sus. Consider un perete exterior al depozitului de preparate finite : Pentru tencuiala exterioara : δ1 = 0.02 m λ1 = 1.16 w/mk μ1 = 0.75·10-7 kg/mhPa Pentru caramida : δ2 = 0.25 m λ2 = 0.773 w/mk μ2 = 1.5·10-7 kg/mhPa Pentru tencuiala din ciment curat : δ3 = 0.02 m λ3 = 1.16 w/mk μ3 = 0.75·10-7 kg/mhPa
Pentru bitum(bariera de vapori)
37
δ4 = 0.004 m λ4 = 0.348 w/mk μ4 = 0.86·10-9 kg/mhPa Pentru izolatia din polistiren : δ5 = δiz=0.14 m λ5 = λiz=0.034 w/mk μ5 = μiz=0. 225·10-7 kg/mhPa Pentru tencuiala din ciment : δ6=0.02 m λ6=1.16 w/mk μ6=0.75·10-7 kg/mhPa
Se folosesc expresiile urmatoare pentru densitatea fluxului termic q[w/m2]: [w/m2] Unde: R= R=4.63 [w/m2k] ; �e=25 [w/m2k] ; �i=8 [w/m2k] ; �t=te-ti=28-(-18)=46°C R’ – rezistenta termica a straturilor de pe fata exterioara a izolatiei termice este R’= =0.531[w/m2k] Temperaturile pe fata exterioara t5 si t6 a izolatiei termice sunt determinate cu urmatoarele relatii: t5=t6 - q (1/�e+R’) = 28 - 9.59 (1/25+0.513) = 22.6 [°C] t6=t5 - q · δiz/λiz = 22.6 - 9.59 · 0.14/0.034 = 16.8 [°C]
38
Rdif =
=
· 107 +
· 107 +
· 109 +
· 107
Rdif=15244812 [m2hPa/kg] La te = 28 °C corespunde presiunea de saturatie a vaporilor p”e=3779 Pa iar la temperatura ti= -18 °C corespunde presiunea de saturatie p”i=213 Pa.Presiunile partiale p’e si p’i se determina cu relatiile: p’e= φe · p”e = 0.6 · 3779 = 2267 Pa p’i= φi · p”i = 0.95 · 213 = 203.3 Pa w = (p’e – p’i)/Rdif = (2267-203.3)/15244812 = 0.1353 g/m2h R’dif – rezistenta la difuzi vaporilor de apa a straturilor de pe fata exterioara a izolatiei termice; R’dif =
=
· 107 +
· 107 +
· 107 +
· 109
R’dif = 8755924 [m2hPa/kg] Presiunile partiale ale vaporilor de apa pe fetele stratului de izolatie p’5 si p’6 se calculeaza cu relatiile urmatoare : p’5 = p’e – w · R’dif = 2267 – 0.1353 · 10-3 · 8755924 = 1082 Pa p’6 = p’5 – w · δiz/μiz = 1082 – 0.1353 · 10-3 ·
· 10-7 = 240 Pa
Se imparte stratul de izolatie in 7 straturi de grosime 2 cm fiecare si se calculeaza temperaturile ti pe fetele acestor straturi si apoi se determina presiunile de saturatie corespunzatoare. Se determina presiunile partiale pentru fiecare strat in parte. �t = t5 – t6 = 22.6 - (-16.8) = 39.4 [°C] �t/n = 39.4/7 = 5.62 [°C] �p’ = p’5 – p’6 = 1082 -240 = 842 Pa �p’/n = 840/7 = 120.2 Pa
39
In tabelul urmator se prezinta valorile marimilor t , p’ , p” in cele 8 suprafete plane din stratul de izolatie. Strat 1 2 Marim e t [°C] 22.6 16.9 8 p”[Pa] 276 194 3 3 p’ 108 961. [Pa] 2 8
3
4
11.3 6 114 5 841. 6
5.74 0.12 -5.5 918
5
723
6
566
721. 601. 481 4 2
7
8
11.1 16.8 447 304 360. 240 8
Se observa ca in orice sectiune p’
CAPITOLUL IV STABILIREA NECESARULUI DE FRIG SI A PUTERILOR FRIGORIFICE Se stabileste consumul zilnic de frig pe intreg frigoriferul si pentru fiecare încãpere în parte, luându-se în considerare cele mai nefavorabile conditii de lucru: -temperatura aerului exterior pentru luna cea mai caldã a anului; -încãrcarea maximã si simultanã a camerelor de congelare si de depozitare; -camerele vecine celei cãreia i se face calculul necesarului de frig sunt goale si au temperatura vestibulului sau a sasului.
40
Aceste calcule determinã necesarului de frig pe categorii de consumatori, grupati dupã temperatura cerutã si permit stabilirea puterilor frigorifice în vederea proiectãrii instalatiei. Pentru calculele termice sunt necesare urmãtoarele: -planul frigorifenllui care a fost stabilit; -dimensiunile camerelor: -temperaturile necesare în fiecare camerã; -orientarea frigoriferului dupã punctele cardinale; -conditii climatice în lunile cele mai cãlduroase pentru zona geograficã respectivã. Consumul de frig se calculeazã pentru 24 ore cu relatia: Qnec= ∑Q1+ ∑Q2 +∑Q3 + ∑Q4 [kJ/24h] unde: ∑Q1 - necesarul de frig pentru acoperirea pãtrunderilor de cãldurã prin convectie, conductie si radiatie din mediul înconjurãtor prin pereti, pardoseli si tavane; ∑Q2 - necesarul de frig tehnologic pentru procesele de rãcire, refrigerare si congelare; ∑Q3 - necesarul de frig pentru ventilarea camerelor frigorifice cu aer proaspãt care trebuie rãcit si uscat; ∑Q4 - necesarul de frig rezultând din conditiile de exploatare, acoperirea cãldurii provenite din iluminat, din functionarea motoarelor, cãldura provenitã de la persoanele care manipuleazã produsele, cãldura datoratã deschiderii usilor. Caracteristicile acestor sarcini termice constau in urmãtoarele: -nu sunt constante in timp: valorile ∑Q1 si ∑Q3 depind de temperature aerului exterior, fiind maxime vara. Valoarea ∑Q2 depinde de perioadele anului când intreprinderile respective introduc marfa ce trebuie congelatã. Valoarea ∑Q4 depinde de conditiile de exploatare, fiind maximã în momentul in care camerele frigorifice se încarcã sau se descarcã; -nu prezintã simultaneitate pentru valorile maxime, nici zilnic, nici pe
41
sezoane; -cele mai mari valori dintre cele patru componente le au ∑Q1 si ∑Q2; -∑Q1, ∑Q2 ,∑Q3 prezintã valori maxime in lunile cele mai cãlduroase; instalatiile frigorifice trebuie dimensionate pentru conditiile cele mai defavorabile, cum ar fi simultaneitatea valorilor maxime. 4.1 CONSUMUL DE FRIG ∑Q1 Se determinã pentru fiecare spatiu în parte cu relatia: ∑Q1 = ∑S• k • (�t + �tR ) 24 • 3,6 [kJ/24h] unde: S - reprezintã suprafata peretilor, a pardoselii si a plafonului corespunzãtor fiecarui spatiu frigorific in parte in m2. Ca suprafatã de transfer se va considera suprafata exterioarã a perimetrului izolat tennic; k - reprezintã coeficientul global de transmitere a cãldurii prin convectie, conductie si radiatie prin pereti, plafon si pardosealã (toate izolate termic) in w / (m2grd.). Valoarea exactã a mãrimii k se stabileste dupã izolarea termicã a spatiilor frigorifice tinând cont de structura si pozitia suprafetelor delimitatoare, cu relatia: [w/m2k] unde: �e, �i - coeficienti partiali de transfer termic prin convectie la fata exterioarã a suprafetei izolate termic si respectiv la fata interioarã. Valorile recomandate pentru �e si �i sunt cuprinse in limitele 8 ... 29 w / (m2 k). ∑ - reprezintã rezistenta termicã a straturilor componente peretelui, plafonului si a pardoselii; Pentru ca vom considera valorile reale kr, determinate dupã alegerea grosimilor de izolatie realizate practic. �t - reprezintã diferenta de temperaturi dintre temperatura exterioarã suprafetei de transfer tennic consideratã si temperatura interioarã spatiului frigorific.
42
Diferenta de temperaturã �tR se ia în consideratie numai la peretii exteriori si la plafoane care sunt si acoperis pentru clãdire. Inãltimea spatiilor frigorifice este 4,2 m. Valoarea mãrimii ∑Q1 la aparate se obtine prin însumarea fluxurilor calorice prin toate cele 6 suprafete delimitatoare. La stabilirea valorii mãrimii ∑Q1 pentru compresoare se considerã doar unul dintre fluxurile calorice prin suprafetele ce separã spatiile frigorifice vecine. Pentru aparatele de rãcire din spatiile frigorifice se considerã situatia cea mai grea pentru fiecare spatiu in parte, respectiv cã spatiile vecine nu sunt rãcite.
Calculul valorilor mãrimii ∑Q1 este prezentat tabelul urmãtor: Spatiu Per Dimensiu S kr �t �tR Q1 2 2 frigorific ete ni [m [w/m [grd [grd [kJ/24 ] k] ] ] h] A B [m] [m] Depozit N 0.263 46 0 preparate S 0.402 27.6 finite E 0.263 46 8 V 0.452 18.4 T 0.242 46 15 P 0.494 36.8 Depozit N 0.481 24 0 carne S 0.682 14.4 porc + E 0.423 9.6 vita V 0.423 9.6 -
∑Q1 [kJ/24 h]
Q1C [kJ/24h ]
43
Depozit ardei + gogosari
Depozit rosii + castraveti
Sala preparare produse finite
T P N S E V T P N S E V T P N S E V T P
0.512 0.674 0.556 0.556 0.556 0.424 0.417 0.483 0.582 0.492 0.563 0.582 0.534 0.686 0.552 0.735 0.735 0.552 0.745 0.924
24 16.8 16.2 16.2 16.2 26 26 18.9 22 13.2 8.8 22 22 15.4 10.8 18 18 10.8 18 12.6
15 0 8 15 8 15 15 8 15 -
In tabelul urmator se prezinta rezultatele calculului de necesar de frig pentru acoperirea patrunderilor de caldura, atat pentru compresoare cat si pentru aparate , pentru fiecare spatiu racit. Spatial frigorific D.produse finite D. carne D. ardei + gogosari D. rosii + castraveti Sala preparare
∑Q1a [kJ/24h]
4.2 Consumul de frig tehnologic ∑Q2 Se stabileste folosind relatiile generale de calcul :
∑Q1C [kJ/24h]
44
Q2C = m·[(hi-hf) + 28.35 · �m]+Qrc[kJ/24h] Unde: m – cantitatea de produse introduse in spatiul de refrigerare [kJ/24h]; hi si hf – reprezinta entalpiile corespunzatoare temperaturii initiale a produsului cald, respective temperaturii finale a produsului racit; �m – reprezinta pierderile prin deshidratare a produselor Qrc – reprezinta cantitatea de caldura degajata prin reactiile biochimice. Pentru depozitele de refrigerate si congelate ∑Q2 = 0. 4.3 Consumul de frig ∑Q3 pentru ventilarea spatiilor Acest consum se ia in considerare la depozitele de refrigerate care se ventileaza.Se stabileste cu relatia : Q3 = v · a · ρi(iex – ii ) [kJ/24h] Unde: v – volumul camerelor ventilate [m3] a – schimburi pe zi ; a = 2…4 pentru depozitele de carne si depozitul de ardei ; a = 4…6 pentru depozitul de rosii ; ρi – densitatea aerului la temperatura interioara [kg/m3] Considerand umiditatea relativa φc = 60% si temperatura tc = 28 °C,rezulta in acest caz iex = 65 kJ/kg Pentru depozitul de carne consumul de frig Q3 este : Q3 = 75.6 · 3 · 1.1 · (65 - 33) = 7983.3 [kJ/24h] Pentru depozitul de ardei si gogosari consumul de frig Q3 este : Q3 = 37.8 · 3 · 1.1 · (65 – 39.3) = 3205.8 [kJ/24h] Pentru depozitul de carne consumul de frig Q3 este : Q3 = 37.8 · 3 · 1.1 · (65 – 39.3) = 3205.8 [kJ/24h] 4.4 Necesarul de frig ∑Q4 pentru acoperirea peretilor in timpul exploatarii Se calculeaza cu o relatie aproximativa : Q4 = (0,1…0,4) · Q1 [kJ/24h] pentru fiecare spatiu frigorific in parte. Admit : Q4 = 0.4 · Q1
45
Relatia se aplica separat pentru ∑Q4 la aparate si respectiv ∑Q4 la compresoare.Stabilirea necesarului de frig Qnec si a sarcinii frigorifice a instalatiei se face pe baza calculelor termice prezentate in tabelul centralizator de mai jos: Spatiu ∑Q1[kJ/24 h] frigorifi aparat compres c e or D. preparat e D. carne D. ardei+ gogosari D. rosii + castrave ti Sala preparar e
∑Q2 [kJ/2 4 h]
∑Q3 [kJ/2 4 h]
∑Q4 [kJ/24 h] aparat compres e or
∑Qnec [kJ/24 h] aparat compres e or
Pentru stabilirea sarcinii frigorifice a instalatiei se grupeaza consumatorii de frig pe niveluri de temperaturi si sisteme de racire. Sarcina frigorifica a instalatiei se calculeaza cu relatia : Φ0 = Qnec / (τc · 3600) · 1.05 τc – durata de functionare a compresoarelor in ore τc = 21 ore Pentru depozitul de preparate finite cu ti = -18 °C si temperature de vaporizare t0 = -28 °C : Qnec ap = 173322 [kJ/24 h] ; Qnec compr = 888638 [kJ/24 h] φ0ap = Qnec ap/( τc · 3600) · 1.05 = 173322 / (21 · 3600) · 1.05 = 3.4 kW φ0compr = Qnec compr/( τc · 3600) · 1.05 =
= 12.2 kW
46
Pentru depozitele de refrigerare cu ti = -18 °C si temperatura de vaporizare t0 = -8 °C : Qnec ap = 904634 [kJ/24 h] ; Qnec compr = 888638 [kJ/24 h] φ0ap = Qnec ap/( τc · 3600) · 1.05 =
= 12.4 kW
φ0compr = Qnec compr/( τc · 3600) · 1.05 =
= 12.2 kW
CAPITOLUL V STUDIUL VARIANTELOR DE INSTALATII FRIGORIFICE COMPATIBILE CU DATELE DE PROIECTARE. VARIANTA A (pentru amoniac) A 1: Instalatie frigorifica in doua trepte cu o laminare (cu subracirea lichidului de inalta presiune) pentru realizarea puterii frigorifice Φ01=3,4 [kW] la t01=-28°C. A 2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02= 12,2 [kW] la t02=-8°C. V ARIANT A B (pentru amoniac)
47
B 1: Instalatie frigorifica in doua trepte cu doua laminari pentru realizarea puterilor frigorifice Φ01=3,4 [kW] la t01 =-28°C si Φ02= 12,2 [kW] la t02=-8°C. VARIANTA C (pentru amoniac) C 1: Instalatie frigorifica in doua trepte cu doua laminari pentru realizarea puterii frigorifice Φ01=3,4 [kW] la t01=-28°C. C 2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02= 12,2 [kW] la t02= -8°C. VARIANT A D (pentru R22) D 1: Instalatie frigorifica in doua trepte pentru realizarea puterii frigorifice Φ0l=3,4 [kW] la t01=-28°C. D2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02=12,2 [k W] la t02=-8°C.
5.1 VARIANTA A (pentru amoniac) Al: Instalatie frigorificã in doua trepte cu o laminare (cu subrãcirea lichidului de inaltã presiune) pentru realizarea puterii frigorifice Φ01=3,4 [kW] la t01==28°C. Schema si ciclul teoretic al instalatiei este prezentat in figura urmãtoare: Presiunile de lucru: p01=I,3146 [bar] , pk=l 1,69 [bar]; Presiunea intermediara se calculeaza cu formula: pi = √p01 · pk=√1.3146 · 11.69=3,92 [bar]=> ti = -2,5 [°C]. Rapoartele de comprimare sunt egale intre ele: H1 =H2=(pk/p01)=2,98 si corespund compresoarelor cu piston.
48
Pentru starea 9 se admite temperatura t9=tj+4°C=-2,5 °C ,iar pentru starea 6 se admite temperatura t6=22°C.
Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator: Marimea
t [°C]
p [bar]
v [m3/kg]
i [kJ/kg]
x[kg/kg]
1 2 2’ 3 8 4 4’ 5 6 7 9
-28 43 30 -2.5 -2.5 76 30 30 22 -2.5 1.5
1.3146 3.92 3.92 3.92 3.92 11.69 11.69 11.69 11.69 3.92 11.69
0.89 0.39 0.73 .032 0.00155 0.13 0.109 0.00016 0.00165 0.03 0.00161
1346 1485 1455 1377 109 1529 1396 264.7 227 227 127
1 1 0 1 0 0.12 -
Parametri determinati t p,s, p,t p p p,s t t p,t t,h p,t
49
10
-28
1.3146
0.09
127
0.11
t,h
Schimbarile energetice specifice : q0 = i1 – i10 =1346 – 127 = 1219 [kJ/kg] lc1 = i2 – i1 = 1485 – 1346 = 139 [kJ/kg] lc2 = i4 – i3 = 1529 – 1377 = 152 [kJ/kg] qRI = i2 – i2’ = 1485 – 1455 = 49 [kJ/kg] qK = i4 – i5 = 1529 – 264,7 = 1264,3 [kJ/kg] qSr = i5 – i6 = 264,7 – 227 = 37,7 [kJ/kg] Folosind ecuatia de bilant termic pe vaporizatorul V1 se determina debitul masic m1: m1 = φ01/q0 = 3.4/1219 = 0.00246 [kg/s] = 8.55 [kg/h] Scriem ecuatia de bilant termic pe BRI: m1 · i2 + m2 · i6 =m1 · i9 + m2 · i3 m2 = m1 · (i2’ – i9)/(i3 – i6) = 0.00246 · (1455 - 127)/(1377 - 227) = 0.0028 [kg/s] m3 = m2 – m1=0.00038 [kg/s] = 1.368 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice reversibile : Φk = m2 · qK = 0.0028 · 1264.3 = 3.59 [kW] ΦSr = m2 · qSr = 0.0028 · 37.7 = 9.56 [kW] ΦRi = m1 · qRi = 0.00246 · 49 = 0.07 [kW] P1 = m1 · lc1 = 0.00246 · 139 = 39.04 [kW] P2 = m2 · lc2 = 0.0028 · 152 = 0.043 [kW] Verificam ecuatia de bilant energetic pe intreaga instalatie : ΦRi + P1 + P2 = Φk + ΦSr + ΦRi Φ01 + P1 + P2 = 3.77 [kW] Φk + ΦSr + ΦRi = 3.76 [kW] Deci bilantul energetic pe intreaga instalatie se verifica. Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de joasa presiune : V1 = m1 · v1 = 0.00246 · 0.89 = 0.0021 [m3/s] = 7.88 [m3/h] Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de inalta presiune : V2= m2 · v3 = 0.0028 · 0.32 = 0.0009 [m3/s] = 3.27 [m3/h] Debitele de apa de racire : maK = Φk/(c · �taK) = 3.59/(4.18 · 5) = 0.177 [kg/s] = 618 [kg/h]
50
maSR = ΦSR / (c · �tSR) = 0.1/(4.18 · 4) = 0.0059 [kg/s] = 21.53 [kg/h] maRi = ΦRi / (c · �tRi) = 0.07 /(4.18 · 4) = 0.0041 [kg/s] = [kg/h] mat =mak + maSR + maRi = 654.6 [kg/h] Debitul volumic total de apa racire : Vat = mat/ρ = 0.6546 [m3/h] Deoarece se compara intre ele variantele de instalatii si nu instalatiile componente , nu are sens calculul randamentului energetic in aceasta faza de calcul.
A2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02 = 12.2 [kW] la t02= -8 °C Schema si ciclul teoretic al instalatiei
51
Presiunile de lucru : p0 = 3.1556 [bar] , pk=11.69 [bar] Raportul de comprimare : h = pk/p0 = 3.7 si corespunde compresoarelor cu piston.Se impune temperatura agentului la iesirea din subracitor t4 = tai + 2°C = 20 + 2 = 22 [°C] Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator : Marimea
t [°C]
p [bar]
v [m3/kg]
i [kJ/kg]
x[kg/kg]
1 2 2’ 3 4 5
-8 86 30 30 22 -8
03.1156 11.69 11.69 11.69 11.69 3.1156
0.385 0.14 0.109 0.00168 0.00165 0.05
1371 1555 1396 264.7 227 227
1 0 1 0.11
Parametri determinati t t p,s t t t,h
Schimburile energetice specifice : q0 = i1 – i4 = 1371 – 227 = 1144 [kJ/kg] lc1 = i2 – i1 = 1555 – 1371 = 184 [kJ/kg] qK = i2 – i3 = 1555 – 264.7 = 1290.3 [kJ/kg] qSr = i3 – i4 = 264.7 – 227 = 37.7 [kJ/kg] Folosind ecuatia de bilant termic pe vaporizatorul V2, se determina debitul masic m: m=Φ02/q0 =12,2/l144=0,0106 [kg/s]=38,16 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice reversibile: ΦK= m - qK=0.0106 · 1290,3= 13,67 [kW] ΦSr= m - qSr=0,0106 - 37,7=0,39 [kW] P= m - lc1=0.0106 - 184=1,85 [kW] Verificam ecuatia de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ02 + P = ΦK + ΦSr Φ02 + P = 12,2 + 1,85 = 14,05 [kW]
52
ΦK+ ΦSr =13,67 + 0,39 =14,06 [kW] Deci bilantul energetic pe intreaga instalatie se verifica. Debitul volumic aspirat de compresoare: V= m – v1=0.0106 . 0,385 = 0,0042 [m2/s]= 14,69 [m3/h] Debitele de apa de racire: maK=ΦK/(c · �taK) =13,67/(4,18 – 5)= 0,654 [kg/s] = 2354 [kg/h] maSr=ΦaSr/(c · �taSr) =0,39/(4,18 -4)= 0,023 [kg/s] = 84 [kg/h] mat= maK + maSr =2354+84 = 2438 [kg/h] Debitul volumic total de apa racire: Vat=mat/ρ= 2438 /l000=2,438 [m3/h] In final vom sintetiza rezultatele obtinute pentru varianta A axandu-ne in principal asupra acelor marimi care contribuie la efectuarea unei analize tehnicoeconomice, comparative intre toate variantele ce vor fi studiate. Puterea totala necesara comprimarii: ∑P=0,34 + 0,43 + 1,85 = 2,82 [kW] Sarcinile termice tot ale ale aparatelor: ∑ΦK=3,59 + 13,67 = 17,26 [kW] ∑ΦSr=0,1 + 0,39 =0,49 [kW] ∑ΦRi= 0,07 [kW] Suma debitelor volumice de agent aspirat de compresoare, ne ofera o prima informare asupra compresoarelor necesare in instalatie : ∑V = 7.88 + 3.27 + 14.69 = 26.28 [m3h] Debitul total de apa de racire : ∑Vat = 0.6546 + 2.438 = 3.092 [m3/h]
53
Se determina randamentul energetic pentru ansamblul de instalatii ce compun varianta A:
ηex = ηex =
= 0.7704
ηex = 77.04 % Ta – temperatura mediului ambiant Ta = 273 + (20 + 25)/2 = 295.5 [K] T01 = 273 – 28 = 245 [K] T02 = 273 – 8 = 265 [K]
5.2 VARIANTA B (pentru amoniac)
B1 instalatie frigorifica in 2 trepte cu 2 laminari pentru realizarea puterilor frigorifice Φ01 = 3.4 [kW] la t01 = -28°C si Φ03 = 12.2 [kW] la t02 = -8°C Schema de principiu si ciclul teoretic al instalatiei :
54
Presiunile de lucru : p01 = 1.3146 [bar] la t01 = -28 °C p02 = 3.1556 [bar] la t02 = -8 °C pk = 11.69 [bar] la tk = 30 °C Rapoartele de comprimare sunt egale intre ele : H1 = p02/p01 = 3.4 H2 = pk/p02 = 3.7 si corespund compresoarelor cu piston.
Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator: Marimea
t [°C]
p [bar]
v [m3/kg]
i [kJ/kg]
x[kg/kg]
1
-28
1.3146
0.89
1346
1
Parametri determinati t
55
2 3 8 4 4’ 5 6 7 9
28 -8 -8 86 30 30 22 -8 -28
3.1556 3.1556 3.1556 11.69 11.69 11.69 11.69 3.1556 1.3146
0.45 0.385 0.00153 0.14 0.109 0.00168 0.00165 0.05 0.124
1457 1371 84 1555 1396 264.7 227 227 84
1 0 1 0 0.11 0.09
p,s, t t p,s t t p,t p,h p,h
Deoarece t2 < tk in instalatie nu se mai foloseste racitorul intermediar RI. Schimburile energetice specifice: q01= i1 - i9= 1346 – 84 = 1262 [kJ/kg] q02= i3 - i8 = 1371 - 84 = 1287 [kJ /kg] 1c1= i2 - i1 =1457 – 1346 = 111 [kJ/kg] 1c2= i4 - i3 =1555 – 1371 = 184 [kJ/kg] qK= i4 - i5 = 1555 - 264,7 = 1290,3 [kJ/kg] qSr= i5 - i6 = 264,7 – 227 = 37,7 [kJ/kg] Folosind ecuatiile de bilant termic pe vaporizatoare1e V1 si V2 se determina debitele masice m1 si m2: ml = Φ01/ q01 = 3,4/1262 = 0,00237 [kg/ s ] = 8,55 [kg/h] m2 = Φ02/q02 = 12,2/1287 = 0,00947 [kg/s] = 34,12 [kg/h] Scriem ecuatia de bilant termic pe ansamblul format din aparatele BRI si V2: m1 • i2 + m3 • i7 + Φ03=ml • i8 + m3 • i3 m3=[Φ02 + ml · (i2 - i8)]/(i3 - i7) m3=[12,2 + 0,00237 · (1457-84)] /(1371 - 227) = 0,0135 [kg/s] = 48,6 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice reversibile: ΦK= m3 · qK = 0.0135 · 1290,3 = 17,42 [kW] ΦSr = m3 · qSr = 0,0135 · 38=0,7 [kW] P1 = ml · 1c1 = 0,00237 · 111 = 0,26 [kW]
56
P2 = m3 · lc2 = 0,0135 · 198 = 2,67 [kW] Verificam ecuatia de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ01 + Φ02 + P1 + P2=ΦK + ΦSr Φ01 + Φ02 + P1 + P2= 18,13 [kW] ΦK + ΦSr = 18,12 [k W] Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de joasa presiune: V1=m1 · vl = 0,00237 · 0,89 = 0,00213 [m3/s] = 9,67 [m3/h] Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de inalta presiune: V2=m3 · v3 = 0,0135 · 0,385 = 0,00519 [m3/s] = 18,71 [m3/h] Debitele de apa de racire pentru aparatele racite cu apa: maK=ΦK/(c · �taK) = 17,42/(4,18 • 5) = 0,833 [kg/s] = 3001 [kg/h] maSr=ΦSr/(c · �taSr) = 0,7/(4,18 · 4) = 0,041 [kg/s] = 150 [kg/h] mat= maK + maSr = 3001 + 150 = 3151 [kg/h] Vat= 3,151 [m3/h] Puterea totala necesara comprimarii: ∑P = 0,26 + 2,67 = 2,93 [kW] Suma debitelor volumice de agent aspirate de compresoare: ∑V = 9,67 + 18,71 = 27,38 [m3/h] Se determina randamentul energetic pentru ansamblul de instalatii ce compun varianta A:
57
ηex =
ηex =
= 0.7514
ηex = 75.14 % Ta – temperatura mediului ambiant Ta = 273 + (20 + 25)/2 = 295.5 [K] T01 = 273 – 28 = 245 [K] T02 = 273 – 8 = 265 [K] 5.3 VARIANTA C (pentru amoniac) Cl : Instalatie frigorifica in doua trepte in doua laminari pentru realizarea puterii frigorifice Φ01 = 3,4 [kW] la t01= - 28°C. Pentru starea 6 se admite temperatura t6=22°C. Schimburile energetice specifice: q0=i1 – i9 = 1346 – 109 = 1235 [kJ/kg] lc1 = i2 – i1 = 1485 - 1346= 139 [kJ /kg] lc2 = i4 – i3 = 1529 – 1377 = 152 [kJ/kg] qRi = i2 – i2’ = 1485 – 1455 = 30 [kJ/kg] qK = i4 – i5 = 1529 - 264,7 = 1264,3 [kJ/kg] qSr = i5 – i6 = 264,7 – 227 = 37,7 [kJ/kg] Schema de principiu impreuna cu ciclul teoretic
58
Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator: Marimea
t [°C]
p [bar]
v [m3/kg]
i [kJ/kg]
x[kg/kg]
1 2 2’ 3 8 4 4’ 5 6 7 9
-28 43 30 -2.5 -2.5 76 30 30 22 -2.5 -28
1.3146 3.92 3.92 3.92 3.92 11.69 11.69 11.69 11.69 3.92 1.3146
0.89 0.39 0.73 0.32 0.00155 0.13 0.109 0.00016 0.00165 0.03 0.132
1346 1485 1455 1377 109 1529 1396 264.7 227 227 109
1 1 0 1 0 0.12 0.09
Parametri determinati t p,s, p,t p p p,s t t p,t p,h p,h
Folosind ecuatia de bilant termic pe vaporizatorul V1 se determina debitul masic m1: m1 = Φ01/q0 = 3,4/1235 = 0,00275 [kg/s] = 9,91 [kg/h] Scriem ecuatia de bilant termic pe BRI:
59
m1 · i2 + m2 · i7 = m1 · i8 + m2 · i3 m2 = m1 · (i2’ · i8 ) /(i3 – i7 ) = 0,00275 · (1455 - 109) / (1377 - 227) =0,00321 [kg/s] m2 = 11,58 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice reversibile: ΦK = m2 · qK = 0,00321 · 1264,3 = 4,07 [kW] ΦSr = m2 · qSr = 0,00321 · 37,7 = 0,12 [kW] ΦRi = m1 · qRi = 0,00275 · 30 = 0,08 [kW] P1 = m1 · lc1 = 0,00275 · 139 = 0,38 [kW] P2 = m2 · lc2 = 0,00321 · 152 = 0,49 [kW] Verificam ecuatia de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ01 + P1 +P2=ΦK + ΦSr + ΦRi Φ01 + P1 + P2 = 3,4 + 0,38 + 0,49 = 4,27 [kW] ΦK + ΦSr + ΦRi = 4,07 + 0,12 + 0,08 = 4,27 [kW] Deci bilantul energetic pe intreaga instalatie se verifica. Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de joasa presiune: V1 = m1 · v1 = 0,00275 · 0,89 = 0,00245 [m3/h] = 8,81 [m3/h] Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de inalta presiune: V2 = m2 · v3 = 0,00321 · 0,32 = 0,0012 [m3/h] = 3,78 [m3/h] Debitele de apa de racire: maK = ΦK/(c · �taK = 4,07/(4,18 · 5) = 0,195 [kg/s] =702 [kg/h] maSr = ΦSr/(c · �taSr = 0,12/(4,18 · 4) = 0,007 [kg/s] =25,83 [kg/h] maRi = ΦRi/(c · �taRi = 0,08/(4,18 · 4) = 0,005 [kg/s] = 17,2 [kg/h] mat = maK + maSr + maRi = 745,03 [kg/h]
Debitul volumic total de apa racire:
60
Vat=mat/ρ = 745,03/1000 = 0,745 [m3/h] Deoarece se compara intre ele variantele de instalatii si nu instalatiile componente, nu are sens calculul randamentului exergetic in aceasta faza de calcul. C2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02=12,2 [kW] la t02= -8°C. Varianta C2 este identica cu varianta A2. In final vom sintetiza rezultatele obtinute pentru varianta C axandu-ne in principal asupra acelor marimi care contribuie la efectuarea unei analize tehnicoeconomice, comparative intre toate variantele ce vor fi studiate. Puterea totala necesara comprimarii: ∑P = 0,38 + 0,49 + 1,85 = 2,72 [kW] Sarcinile termice totale ale aparatelor: ∑ΦK = 4,07 + 13,67 = 17,74 [kW] ∑ΦSr = 0,12 + 0,39 = 0,51 [kW] ∑ΦRi = 0,08 =10,247 [kW] Suma debitelor volumice de agent aspirate de compresoare ne ofera o prima informatie asupra compresoarelor necesare in instalatie: ∑V = 8,81 +3,78 + 14,69 = 27,28 [m3/h] Debitul total de apa de racire: ∑Vat = 0,745+2,438 = 3,183 [m3/h] Se determina randamentul exergetic pentru ansamblul de instalatii ce compun varianta C: ηex =
61
ηex =
= 0.7896
ηex = 78.96 % Ta-temperatura mediului ambiant: Ta = 273 + (20+25)/2 = 295,5 [K] T01 = 273 - 28 = 245 [K] T02 = 273 – 8 = 265 [K] 5.4 VARIANTA D (pentru R22) D 1 : Instalatie frigorifica in doua trepte pentru realizarea puterii frigorifice Φ01 = 3,4 [kW] la t0l = -28°C. Presiunile de lucru sunt: P01 = 1,784 [bar] la t01 = -28°C pk =11.908 [bar] la tk = 30°C. pi = √p01 · pk =√l,784 · 11,908 = 4,609 [bar] => ti = -2,5 °C. Rapoartele de comprimare sunt egale intre ele: H1=H2 = pk/pi = 4,609/1,784 si corespund compresoarelor cu piston. Se utilizeaza trei schimbatoare de caldura de tip regenerativ care vor introduce trei grade de libertate.
62
Schema instalatiei si ciclul teoretic
63
Fiecare din cele trei regeneratoare de cadura contrlbuie cu cate o ecuatie de bilant energetic, introducand insa cate doua necunoscute (entalpiile in starile de iesire). Trebuie sa impunem trei stari : se admite o supraincalzire a vaporilor aspirati in treapta de joasa presiune pana la temperatura de t1= -15°C; •
•
temperatura vaporilor aspirati in treapta a doua t3= 10 °C.
temperatura lichidului subracit la iesirea din subracitorul de lichid SR2 se considera: t10 = 8°C. •
Folosind diagrama lg p-i pentru R22 se determina entalpiile specifice pentru starile caracteristice ciclului: i12 = 592.81 [kJ/kg] i3 = 612 [kJ/kg] i10 = i11 =410 [kJ/kg]
i1 = 602 [kJ/kg] i4 = 640 [kJ/kg] i8 = 397 [kJ/kg]
i2 = 628 [kJ/kg] i5 = 436.5 [kJ/kg] i9 = 603 [kJ/kg]
Analiza instalatiei in vederea efectuarii calcului termic: •
numarul de noduri: n=2 :N1 si N2
•
numarul de noduri distincte: n' = 1: N1 sau N2
•
nod energetic: ne = 1: N1
•
s=7 (V ,K ,SR1 ,SR2 ,SR3 ,C1 ,C2
•
numarul total de ecuatii distincte: nt = n’ + ne + s = 1 + 1 + 7 = 9
•
marimi necunoscute: m1 , m2 , m3 , h , i6 , it , P1 , P2 ,ΦK. Din ecuatia de bilant termic pe vaporizator se determina m1 :
m1=[Φ01 /(i12 – i11) = 3,4/(592,81 - 410) = 0,01859 [kg/s] = 66,95 [kg/h] Din ecuatia de bilant termic pe conturul a-a rezulta m2:
64
Φ01 + ml • i2 + m2 • i3 = m1 • il + m2 • i3 m2 = [Φ0l + m1 · (i2 – i1)]/(i3 – i5) = [3,4 + 0,01859 · (628 - 602)]/(612 - 436,5) m2 = 0,02212 [kg/s] = 79,63 [kg/h] m3 = m2 – m1 = 0,01859 - 0,02212 = 0,0035[kg/s] = 12,7 [kg/h] Din ecuatia de bilant termic pe SR3 se calculeaza i6: m2 · (i5 – i6) = m1 · (i1 – i12) i6 =i5 - ml • (i1 - i2)/m2 = 436,5 - 0,01859/0,02212 · (602-592,81) i6 = i7 = 428,7 [kJ/kg] Din ecuatia de bilant termic pe SR2 se calculeaza i7: m3 ·(i7’ - i7) =m1 · (i6 – i10) i7' = i7 + m1 • (i6 – i10)/m3 = 428,7 + 0,01859/0,0035 (428,7 -410) i7’ = 528 [kJ/kg] Din ecuatia de bilant termic pe SR1 se calculeaza i2 : m1 ·(i2’ – i2) = m3 · (i9 - i7) i2’ = i2 - m3 • (i9 - i7 )/m1 = 628 - 0,0035/0,01859 · (603 - 528) i2’ = 613,8 [kJ/kg] Verificarea ecuatiei de bilant termic pe nodul N1: m1 • i2’ + m3 • i9 = m2 • i3 m1 • i2’ + m3 • i9 = m2 • i3 = 0,01859 · 613,8 + 0,0035 · 603 = 13,53[kW] m2 • i3 = 0,02212 • 612 = 13,54[kW] Puterile necesare comprimarilor adiabatice: P1 = m1 • (i2 – i1) = 0,01859 • (628 - 602) = 0,483 [kW]
65
P2 = m2 · (i4 - i3) = 0,02212 • (640-612) = 0,619[kW] Sarcinile termice ale aparatelor schimbatoare de caldura: ΦK = m2 • (i4 – i5) = 0,01859 • (640 - 436,5) = 4,5 [kW] ΦSr1 = m1 • (i2 – i2’) = 0,01859 • (628 - 613,8) = 0,264 [kW] ΦSr2 = m1 • (i6 – i10) = 0,01859 • (428,7 - 410) =0,347 [kW] ΦSr3 = m1 • (i1 - i12) = 0,01859 • (602 - 592,81) = 0,17[k W] Verificarea ecuatiei de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ01 + P1 + P2 = ΦK Φ01 + P1 + P2 = 3,4 + 0,483 + 0,619 = 4,5 [kW] ΦK = 4,5 [k W] Debitele volumice aspirate de compresoare: V1 = m1 • v1 = 0,01859 · 0,215 = 0,0029 [m3/s] = 10,7 [m3/h] V2 = m2 • v3 = 0,02212 · 0,06 = 0,0013 [m3/s] = 4,77 [m3/h] Debitul de apa de racire pentru condensator: maK = ΦK /(c · �taK) = 4,5/(4,l8 · 5) = 0,215 [kg/s] = 775 [kg/h] Vak = maK /ρ = 775/1000 = 0,775[m3/h] D2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02=12,2 [kW] la t02 = -8°C. Schema si ciclul instalatiei este prezentat in figura de mai jos
66
Presiunile de lucru sunt: p02 = 3,809 [bar] 1a t03 = -8°C si pk = 11,908 [bar] 1a tk=30°C. Raportul de comprimare: H = pk/p03 = 11.908/3.809 = 3,12 si corespunde compresoarelor cu piston. Subracitorul SR de tip regenerativ participa cu o ecuatie de bilant termic, introducand doua necunoscute (i1 si i4). Va trebui sa impunem una din ce1e doua stari necunoscute: •
se admite temperatura vaporilor supraincalziti tl= 15°C.
Folosind diagrama lg p-i pentru R22 se determina entalpiile specifice pentru starile caracteristice: i6 = 601,21 [kJ/kg] i1= 616 [kJ/kg] i2 = 651 [kJ/kg] i3 = 436,5 1 [kJ/kg] Din ecuatia de bilant termic pe SR se calculeaza i4: i4 =i3 - (i1 - i6 ) = 436.51 - (616-601,21) = 421.72=i5 [kJ/kg] Schimburile energetice specifice: q0=i6 – i5 = 601,21 – 421.72 = 179,49 [kJ/kg]
67
lc = i2 – i1 = 651- 616 = 35 [kJ/kg] qK=i2 – i3 = 651 - 436,51 = 214,49 [kJ/kg] Debitul masic si volumic aspirat de compresoare: m =Φ02/q0 = 12,2/181,49 = 0,068 [kg/s] = 244 [kg/h] V1 = m ·v1 = 0,068 0,061 = 0,0042 [m3/h] = 15,2 [m3/h] Puterea necesara comprimarii adiabatice si sarcinile termice ale aparatelor schimbatoare de caldura : Pc= m • lc = 0,068 · 35 = 2,38 [kW] ΦK = m · qk= 0,068 · 214,49 = 14,58 [kW] Verificarea ecuatiei de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ02+P c = ΦK Φ02+P c = 12,2 + 2,38 = 14,58 [kW] ΦK = 14,58 [kW] Debitul de apa de racire pentru condensator: maK = ΦK/ (c • �taK) = 14,58/(4,18 • 5) = 0,697 [kg/s] = 2512 [kg/h] Vak = 2,512 [m3/h] In final vom sintetiza rezultatele obtinute pentru varianta D, axandu-ne in principal asupra acelor marimi care contribuie la efectuarea unei analize tehnicoeconomice, comparative intre toate variantele ce vor fi studiate. Puterea totala necesara comprimarii: ∑P = 0,483 + 0,619 + 2,38 = 3,482 [kW] Sarcinile termice totale ale aparatelor: ∑ ΦK = 4,5 + 14,58 = 19,08 [kW]
68
Suma debitelor volumice de agent aspirate de compresoare ne ofera o prima informatie asupra compresoarelor necesare in instalatie: ∑V = l0,7 + 4,77 + 15,2 = 30,67 [m3/h] Debitul total de apa de racire: ∑Vat = 0.775 + 2.512 = 3,187 [m3/h] Se determina randamentul exergetic pentru ansamblul de instalatii ce compun varianta D: • • • • •
Ta - temperatura mediului ambiant: Ta = 273+(20+25)/2 = 295,5 [K]. T01 = 273-40=233 [K] , T02 = 273 – 30 = 243 [K] , T03= 273 - 10=263 [K]. ηex =
ηex =
= 0.6045
ηex = 60.45 %
Observatie: Comparand varianta D pentru R22 cu oricare varianta de amoniac, se observa ca utilizarea agentului R22 este dezavantajoasa. Se are in vedere faptul ca R22 urmeaza sa fie inlocuit prin alti agenti, incat se poate aprecia ca fiind lipsit de sens studiul altor variante de instalatii cu acest agent. In continuare prezint un tabel centralizator ce cuprinde datele variantelor in urma calcului teoretic.
69
Marimea Varianta A B C D
∑V [m3/h]
∑P [kW]
ηex [%]
26.28 27.38 27.28 30.67
2.82 2.93 2.72 3.482
77.04 75.14 78.96 60.45
Agent Frigorific NH3 NH3 NH3 R22
In urma analizei tabelului centralizator, facute asupra caracteristicilor variantelor teoretice ale instalatiilor, aleg varianta C ca fiind cea care corespunde cel mai bine din punct de vedere tehnic si economic conditiilor impuse prin tema de proiectare.
CAPITOLUL VI
70
CALCULUL IN CONDITII REALE AL VARIANTEI OPTIME DE INSTALATII Instalatie frigorifica in doua trepte cu doua laminari pentru realizarea puterii frigorifice Φ01 =3,4 [kW] la t01 =-28°C
Analiza care se impune in acest caz consta in considerarea unei entropii mai mari la sfarsitul comprimarii ce are loc in compresor. In cazul procesului teoretic s-a considerat comprimarea adiabata reversibila, iar in cazul procesului real comprimarea vaporilor decurge dupa o adiabata ireversibila. De asemenea, vom considera ca, compresoarele aspira vapori supraincalziti si nu vapori saturati uscati de pe curba limita x= 1.
71
Ceea ce se modifica fata de instalatia calculata anterior sunt entalpiile punctelor de aspiratie si de refulare ale compresoarelor din treapta de joasa si inalta presiune. Starea 1t devine 1 , 3t devine 3 . La fel starea 2 devine 2r si 4 devine 4r. Celelalte stari nu se modifica. Presiunile de lucru: p01=1,146 [bar] , pk=11,69 [bar]; Presiunea intermediara se calculeaza cu formula: pi =√p01 ·pk = √1,3l46 ·11,69 = 3,92 [bar] => ti = -2,5 [grd C]. Rapoartele de comprimare sunt egale intre ele: H1=H2=(p1/p01) = 2,98 si corespund compresoarelor cu piston. Pentru starea 9 se admite temperatura t9=ti + 4 °C= - 2,5 °C ,iar pentru starea 6 se admite temperatura t6=22°C. Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator: Marimea 1t 1 2 2’ 3t 3 8 4 4’ 5 6 7 9
t [°C] -28 -18 54 30 -2.5 7.5 -2.5 85 30 30 22 -2.5 -28
p [bar] 1.3146 1.3146 3.92 3.92 3.92 3.92 3.92 11.69 11.69 11.69 11.69 3.92 1.3146
Schimburile energetice specifice: Q0=i1t – i9 = 1346 – 109 = 1235 [kJ /kg] lcsl = i2 – i1 =1485 – 1346 = 139 [kJ/kg]
v [m3/kg] 0.89 0.92 0.38 0.73 0.34 0.33 0.00155 0.14 0.109 0.00016 0.00165 0.03 0.132
i [kJ/kg] 1346 1360 1512 1455 1377 1398 109 1553 1396 264.7 227 227 109
x[kg/kg] 1 1 0 1 0 0.12 0.09
72
lcs2 = i4 – i3 = 1529 – 1377 = 152 [kJ/kg] Admitem un randament intern al compresorului: ηad=0,8 ηad = lCs1/lCir1 deci lCir1= lCsl/ ηad = 131/0,8 = 163,7 [kJ/kg] lcirl= i2r - il deci i2r= i1 + lcirl= 1360 + 163,7 = 1523,7 [kJ/kg] ηad = lcs2/lCir2 deci lcir2= lcs2/ ηad = 152/0,8 = 190 [kJ/kg] i4r = i3 + lcir2 = 1398+190 = 1588 [kJ/kg] qRI = i2r - i2’ = 1523,7 - 1455 = 68.7 [kJ/kg] qK = i4r – i5 = 1588 – 264.7 = 1323,3 [kJ/kg] qSr = i5 – i6 = 264,7- 227 = 37.7 [kJ/kg] Folosind ecuatia de bilant termic pe vaporizatorul V1 se detennina debitul masic m1: m1=Φ01/q0 = 3,4/1235 = 0,00275 [kg/s]=9,91 [kg/h] Scriem ecuatia de bilant termic pe BRI: m1 • i2’ + m2 • i7 =m1 • i8 + m2 • i3, m2 = ml · (i2’ – i8)/(i3t - i7 ) = 0,00275 ·(1455 - 109)/(1377 - 227) = 0,00321 [kg/s] m2 = 11.58 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice reversibile: Φk = m2 • qK = 0,00321 • 1323,3 = 4,25 [kW] ΦSr = m2 • qSr =0,00321 • 37.7 =0,12 [kW] ΦRI = m1 • qRI =0,00275 .68,7 = 0,19 [kW]
73
P1 = m1 • lCir1 = 0,00275 • 163.7 = 0,45 [kW] P2=m2 • lCir2 = 0,00321 • 190 = 0,61 [kW] Intre starile 1t si 1 respectiv 3t si 3 vaporii se incalzesc, fluxurile primite din exterior au urmatoarele valori: ΦP1= m1 • (i1 – i1t) = 0,00275 • (1360 - 1346) = 0,066 [kW] ΦP2 = m2 • (i3 – i3t) = 0,00321 • (1398 - 1377) = 0,07 [kW] Verificam ecuatia de bilant energetic pe intreaga instalatie: Φ01 + ΦPl + ΦP2 + P1 + P2 = ΦK + ΦSr + ΦRI Φ01 + ΦPl + ΦP2 + P1 + P2 = 3,4 + 0,066 + 0,07 + 0,45 + 0,61 =4,59 [kW] ΦK + ΦSr + ΦRI = 4,25 + 0,12 + 0,19 = 4,56 [kW] Deci bilantul energetic pe intreaga instalatie se verifica. Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de joasa presiune: V1 = m1 • v1= 0,00275 • 0,92 = 0,00253 [m3/s] = 9.2 [m3/h] Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de inalta presiune: V2 = m2 • v3=0,00321 • 0,34 = 0,0013 [m3/s] = 8,68 [m3/h] Debitele de apa de racire: maK = ΦK/ (c • �taK) = 4,25/(4,18 • 5) = 0,205 [kg/s] =737 [kg/h] maSr = ΦSr/ (c • �taSr) = 0,12/(4,18 • 4) = 0,007 [kg/s] =25,8 [kg/h] maRi = ΦRi/ (c • �taRi) = 0,19/(4,18 • 4) = 0,011 [kg/s] = 40,9 [kg/h] mat = maK + maSr + maRi= 737 + 25,8 + 40,9 = 803,7 [kg/h] Debitul volumic total de apa racire: Vat =mat/ρ= 803,7/1000= 0,8037 [m3/h 6.2 Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifice Φ02=12,2 [kW] la t02=-8 °C
74
Presiunile de lucru: p0=3,1556 [bar] , pk=11,69 [bar] . Raportul de comprimare: H =pk/p0 =3,7 si corespunde compresoarelor cu piston. Se impune temperatura agentului la iesirea din subracitor t4=tai+2°C t4= 20+2 = 22 [°C]
Parametrii pentru punctele caracteristice ciclului se prezinta in tabelul urmator: Marimea t [°C] p [bar] v [m3/kg] i [kJ/kg] x[kg/kg] 1t -8 3.1156 0.385 1371 1 1 2 3.1156 0.4 1396 2 93 11.69 0.16 1580 2’ 30 11.69 0.109 1396 1 3 30 11.69 0.00168 264.7 0 4 22 11.69 0.00165 227 5 -8 3.1156 0.05 227 0.11
75
Schimburile energetice specifice: q0 = i1t - i4 = 1371 – 227 = 1144 [kJ/kg] 1Cs1=i2 - i1= 1580 - 1396 = 184 [kJ/kg] Admitem un randament intern al compresorului: ηad = 0,8 ηad = lcs1/lCir1deci lCir1= lcsl/ ηad =184/0,8= 230 [kJ/kg] lCir1= i2r – i1 deci i2r= i1 + lCir1 = 1396 + 230 = 1626 [kJ/kg] qK= i2r - i3 = 1580 - 264,7=1315,3 [kJ/kg] qSr =i3 – i4 = 264,7 - 227 = 37,7 [kJ/kg] Folosind ecuatia de bilant termic pe vaporizatorul V2 se determina debitul masic m: m = Φ02/q0 = 12,2/1144 = 0,0106 [kg/s]=38,16 [kg/h] Sarcinile termice ale aparatelor si puterile consumate in cazul comprimarilor adiabatice ireversibile: ΦK= m · qK= 0,0106 · 1315,3 = 13,94 [kW] ΦSr = m· qSr = 0,0106 · 37,7 = 0,41 [kW] P= m · 1Cir1 = 0.0106 · 230 =2,23 [kW] Intre starile 1t si 1 respectiv vaporii se incalzesc, fluxul primit din exterior are urmatoarea valoare: ΦP1 = m1 · (i1 – i1t) = 0,0106 · (1396 -1371) = 0,26 [kW]
76
Astfel intalnim urmatoarele valori in tabelul centralizator: Instalatia C1 Φ01=3.4 [kW] P1 = 0.45 [kW] P2 = 0.61 [kW] ΦK = 4.25 [kW] ΦSr = 0.12 [kW] ΦRi = 0.19 [kW] TIP m1= 0.00275 [kg/s] V1 = 9.2 [m3/h] TIP m2 = 803.7 V2 = 8.68[m3/h] mat = 803.7 [kg/h] Vat = 0.8037 [m3/h]
Instalatia C2 Φ02 = 12.2 [kW] P1 = 2.51 [kW] ΦK = 13.94 [kW] ΦSr = 0.41 [kW] TIP m1 = 0.0106 [kg/s] V1 = 15.26[m3/h] mat = 2513 [kg/h] Vat = 2.513 [m3/h]
77
CAPITOLUL VII ALEGEREA APARATELOR PRINCIPALE, AUXILIARE SI A MASINILOR VARIANTA C este formata din doua instalatii: C 1: Instalatie frigorifica in doua trepte cu doua laminari pentru realizarea puterii frigorifice Φ01 = 3,4 [kW] la t01= -28°C. C2: Instalatie frigorifica intr-o treapta pentru realizarea puterii frigorifiee Φ02=12,2 [kW] la t02= -8°C. 7.1 Alegerea aparatelor principale, a aparatelor auxiliare si a masinilor pentru instalatia frigorifica Cl a) Alegerea compresoarelor Compresoarele vor fi alese pe baza debitului volumic aspirat. Pentru aeeasta se calculeaza coeficientul de debit λ: λ = λ1 · λ2 · λ3 · λ4 unde: λl - coeficient de debit ce tine seama de existenta spatiului mort;
λ2 - coeficient de debit ce tine seama de scaderea presiunii de aspiratie; λ2 = (pasp - �pasp) / pasp λ3- coeficient de debit datorat incalzirii agentului de aspiratie; λ3 = (0,96 ÷ 0,99) λ4 - coeficient de debit datorat neetanseitatilor; λ4 = (0,96 ÷ 0,99)
78
Calculul coeficient de debit ce tine seama de existenta spatiului mort λ1: m - coeficientul spatiului mort , m = 0,03 ... 0,08 , adoptam m = 0,05 n'-exponentul politropic al destinderii se calculeaza cu relatia : p1r · (v1r)n1 = p2r · (v2)n1 ↔ ( v1r / v2r)n1 = p2r / p1r n1 = ln(p2r/p1r) / ln(v1r/v2r) = ln(3.92/1.3146)/ln (0.92/0.37) = 1.2 rezulta: λ1= 1- 0,05 · [(3.92/1.3146)1/1.2 - 1]= 0,9104 Pierderile de presiune prin laminare in supapele compresorului se apreciaza dupa datele experimentale existente: pentru amoniac: �pa=(0,03 ... 0,05)·pl si �pr=(0,05 ... 0,07)·p2. Adoptam: �pa=0,04 · p1 = 0,04 • 1,3146 = 0,052 si �pr=0,06 · P2 = 0,06 • 3,92 =0,23 λ2 = (1,3146 - 0,052)/1.3146 = 0.96 λ3 = λ4 = 0,96 λ - coefieientul de debit total este : λ = 0.9104 • 0.96 • 0.96 • 0.96 = 0.79 Debitul volumic teoretic al compresoarelor din treapta de joasa presiune este: Vt= Vef/λ = 9,2/0,79 = 11,65 [m3/h] Se alege un compresor K902 cu cilindreea orara V(i= 14,4 [m3/h]. Debitul volumic teoretic al compresoarelor din treapta de inalta presiune este:
79
Vt= Vef/λ = 8,68/0,79 = 10,98 [m3/h] Se alege un compresor K902 cu cilindreea orara Vti= 14,4 [m3/h]. Se calculeaza gradul global de acoperire cu masini: a = [1 · 14.4 + 1 · 14.4 - (11.65+10.98) ] / (11.65 + 10.98) = 0.143 a = 14.3% Gradul de acoperire se incadreaza in intervalul (0 ... 15)% deci compresoarele sunt bine alese. Principalele caracteristici ale compresorului K902: • numarul de cilindri: 2 • diametrul cilindrilor: 90 [mm] • cursa pistonului: 90 [mm] • turatia compresorului: 230 [rot/min] • cilindreea orara: 16 ± 1,6 [m3/h] • puterea motorului de antrenare: 3 [kW] • turatia motorului electric de antrenare: 750 [rot/min] • alimentare motor electric de antrenare: 3x380/50 [V/Hz] b) Alegerea condensatorului. Consideram ca cele doua instalatii vor avea condensatorul, rezervorul si subracitorul in comun, in aceste conditii sarcina termica a condensatorului va fi: ΦK = 4,25 + 13,94 = 18,19 [kW]. Alegem condensatoare multitubulare orizontale pentru care vom adopta un coeficient global de caldura k=(700 … 1400) W /m2K. Se neglijeaza racirea vaporilor supraincalziti refulati de compresoare si admitem tk=30°C, apa de racire la intrarea in condensator va avea o temperatura tai=20°C iar la iesire tae=25°C. Calculam diferenta medie logaritmica de temperatura astfel : �tmax= 30 -20= 10 grd �tmin=30-25= 5 grd �tm = (�tmax - �tmin)/ln(�tmax /�tmin) = 7.213 grd
80
Pentru coeficientul global de caldura vom adopta o valoare de 850 W/m2K si astfel vom determina suprafata de schimb de caldura a condensatorului : ΦK= k · S · �tm S = ΦK/(k · �tm ) = 18190/(850 · 7.213) = 8,3 m2 Se va alege un condensator TCMO-12,5 fabricat 1a Tehnofrig C1uj-Napoca cu suprafata de schimb de caldura: 12,5 [m2] c) Alegerea subracitorului Sarcina termica a subracitorului va fi : ΦSr =0,12 + 0,41 = 0,53 kW; Ca tip de aparat vom folosi un schimbator decaldura teava in teava in contracurent pentru care se recomanda: k = (460 ... 700) [W/m2K] Diferentele de temperatura la capetele aparatului sunt: �tmax = 6 grd; �tmin = 2 grd; Diferenta medie logaritmica de temperatura va fi: �tm = (�tmax - �tmin)/ln(�tmax /�tmin) = (6-2)/ln(6/2) = 3.64 grd Consideram o valoare pentru k = 500 [W/m2K] si determinam suprafata de schimb de caldura necesara pentru subracitor: ΦSr = k · S · �tm Se alege un subracitor tip Frigotehnica SCC-l cu suprafata de transfer termie de 1 [m2] d) Alegerea rezervorului de amoniac: Rolul rezervoarelor utilizate in constructia instalatiilor frigorifice este fie de preluare a diferentelor in umplerea cu lichid a vaporizatorului la diferite regimuri, fie de inmagazinare a agentului lichid din cea mai mare parte a instalatiei in vederea reviziilor, reparatiilor sau curatirii de zapada a vaporizatoarelor.
81
Ele se monteaza de regula in sala de masini sau in apropierea acesteia, in interiorul unei constructii usoare si ventilata natural. Rezervorul trebuie sa aiba un volum suficient pentru a colecta o cantitate de lichid de (0,3 .. 0,5) din cantitatea de lichid care circula prin instalatie in timp de o ora. Cantitatea de agent lichid in rezervor nu trebuie sa depaseasca (2/3 ... 3/4) maximum 0,8 din capacitatea rezevorului. Rezervoarele de amoniac lichid sunt confectionate din tabla neagra, groasa de 6 ... 12 [mm] de forma unui cilindru inchis la ambele capete cu funduri bombate. Rezervorul este prevazut cu stuturi pentru intrarea lichidului si iesirea lui, montarea indicatorului de nivel, evacuarea uleiului, supape de siguranta, manometru, etc. Utilizam rezervoare comune pentru cele doua instalatii. Debitul masic care circula prin rezervoare este: mag=mC1 + mC2 = 0,00321 +0,0106 = 0,01381 [kg/s] = 49,71 [kg/h] Volumul specific al condensului la 30°C este v=1,68 · 10-3 [m3/kg] deci debitul volumic de lichid este: V=mag · v = 49,71 · 1,68·10-3 = 0,1679 [m3/h]= 167,9 [l/h] Presupunand ca rezervorul preia 40% din debit si ca are un grad de umplere de 70% este necesar sa aiba capacitatea: Vr=(l00/70) · 0,4 · V=( 4/7) · 167,9 = 95,94 [1] Vom alege un rezervor fabricat la I.U.P.S. - Chitila tip RA-300 e)Alegerea buteliei de racire intermediara: Buteliile de racire intermediara sunt recipiente care se monteaza in cadrul instalatiilor frigorifice in doua trepte de comprimare, intre compresoarele de joasa presiune si cele de inalta presiune, avand rolul de a raci vaporii refulati din treapta de joasa presiune, de separare a uleiului si uneori de subracire a agentului frigorific lichid. Se dimensioneaza calculand diametrul din conditia de limitare a vitezei vaporilor in sectiunea libera pentru a nu se antrena picaturi de agent frigorific lichid.
82
Viteza vaporilor in sectiunea cilindrica a buteliei nu trebuie sa depaseasca 0,5 [m/s]. Debitul volumic aspirat de compresoarele din treapta de inalta presiune este V2=8,68 [m3/h]. Consideram viteza vaporilor: w=0,5 [m/s] deci va rezulta diametrul buteliei: d = √(4 · V2)/(3.14 · w) = √(4 · 8.68)/(3.14 · 0.5 · 3600) = 0.122 [m] = 122 [mm] Alegem o butelie de racire intermediara TRI - 375 fabricata la Tehnofrig ClujjNapoca cu diametrul virolei de 375 litri. Rezulta viteza vaporilor: w= √(4 · Vr)/(3,14 · w) = √(4·8,68)/(3,14 · 0,375 · 3600) = 0,191 [m/s] f) Alegerea separatoarelor de ulei: Separatoarele de ulei sunt aparate care se monteaza pe refularea compresoarelor, avand rolul de separare a picaturilor de ulei antrenate de vaporii de agent frigorific. Se impiedica patrunderea de ulei in condensatoare si vaporizatoare si prin aceasta se evita inrautatirea transmisiei de caldura ca urmare a depunerii uleiului pe suprafetele de schimb de caldura a aparatelor. Obisnuit, se executa sub fonna unor vase cilindrice verticale, camasile de racire cu care sunt prevazute uneori, imbunatatesc eficacitatea separarii dar complica instalatia. Tot pentru imbunatatirea separarii, se obisnuieste ca agentul frigorific sa se introduca in separator imprimandu-i o miscare elicoidala in jos. Separatorele de ulei se dimensioneaza pentru o reducere a vitezei de la (9 ... 10) [m/s] viteza de curgere prin conducte pana la (0,8 ... 1) [m/s]: diametrul separatorului rezulta de 3 ... 5 ori mai mare decit diametrul maxim al conductelor. Cantitatea de ulei retinuta in separator reprezinta cel putin 70% din cantiatea de ulei antrenata de compresor. Dupa evacuarea lui din separator, acesta se decanteaza si se filtreaza, fiind propiu (dupa inlaturarea umiditatii) pentru o noua intrebuintare. Se utilizeaza separatoare de ulei pentru fiecare compresor. Treapta de joasa presiune: Se utilizeaza un compresor K902 cu cilindreea orara Vti=16 [m3/h]. Debitul masic este m1=0,00275 [kg/s].
83
Volumul specific in starea de refulare este v2r=0,5 [m3/kg] ; debitul volumic refulat de compresor este: Vr = m1 · V1r = 0,00275 · 0.4 = 0,0011 [m3/s]. w=0,9 [m/s] d= √(4 · Vr)/(3.14 · w) =√ (4 · 0,0011)/(3.14 ·0.9) = 0,059[m] Alegem un separatoar de tilei tip TSU 100. Treapta de inalta presiune: Se utilizeaza un compresor K902 cu cilindreea orara Vti= 16 [m3/h]. Debitul masic este m2=0,00321 [kg/s]. Volumul specific in starea de refulare este v4r = 0,15 [m3/kg]; debitul volumic refulat de compresor este: Vr= m1 · v4r = 0,00321 · 0,15 = 0,00048 [m3/s]. w=0,9 [m/s] d= √(4 · Vr)/(3.14 · w)=√(4 · 0.00048)/(3.14 · 0.9) = 0.0365 [m] Alegem un separator de ulei tip TSU-100 g) Alegerea vaporizatoarelor: Nivelul de temperatura t01= -28°C Acest nivel de temperatura este necesar pentru depozitul de produse preparate. La temperaturi de vaporizare t0<-20°C, pentru coeficientul global de transfer de caldura se recomanda: k=12[W/m2Kl Temperatura medie a aerului in depozit se considera -18°C .Diferenta medie de temperatura intre aer si agent este �tm= 10°C. Determinam suprafata de schimb de caldura pentru vaporizator Φ01 =k · S · �tm =>S = Φ01/(k · �tm) =(3,4 · 1000)/(12 · 10) = 285 [m2] Alegem un racitor de aer pentru amoniac care va fi proiectat in capitolul numarul 8. h )Alegerea racitorului intermediar:
84
Sarcina tennica a aparatului este ΦRi= 0,l9 [kW]. Vaporii se racesc de la temperatura t2r=84°C la temperatura t2’ =30°C ,iar apa de racire se incalzeste de la temperatura tai=20°C pana la taf=23°C. Variatia temperaturii agentilor este redata in diagrama t-S, de mai jos: �tmax = 62 – 23 = 39 °C �tmin = 30 – 20 = 10 °C �tmed = (�tmax - �tmin)/ln(�tmax /�tmin) = (39 - 10)/ln(39/10) = 21.3 grd Se poate aprecia o valoare acoperitoare pentru coeficientul global de transfer de caldura k=75 [W/m2K]. Suprafata de schimb de caldura: S = ΦRi/ (k · �tm) = (0.19 · 1000)/(75 · 21.3) = 0.23 [m2] Se alege un schimbator de caldura STT-1, avand suprafata de transfer de caldura de 1 [m2]. 7.2 Alegerea aparatelor principale, a aparatelor auxiliare si a masinilor pentru instalatia frigorifica C2 a) Alegerea compresoarelor Compresoarele vor fi alese pe baza debitului volumic aspirat. Coeficientul de debit λ = 0,8 Debitul volumic teoretic al compresoarelor este: Vt= Vef/ λ = 15,26/0,79 = 21,075 [m3/h] Se alege un compresor K902 cu cilindreea orara Vti=28 ± 2,8 [m3/h]. Se calculeaza gradul global de acoperire cu masini: a= (1 · 28 - 21,075)/21.075 =0234 a = 23,4% Gradul de acoperire se incadreaza in intervalul (0 ... 30)% deci compresoarele sunt bine alese.
85
b) alegerea vaporizatoarelor Nivelul de temperatura t02= -8°C Pentru camerele de refrigerare cu puterea frigorifica de Φ02= 12,2 [kW] folosim racitoare de aer formate din panouri PTA. Pentru camera de refrigerare se recomanda k=15 [W/m2K] si admitem o diferenta medie de temperatura �tm= 10°C. Suprafata de schimb de caldura este: Φ02= k· S· �tm => S = Φ02/( k · �tm) = (12,2 ·1000)/(15 · 10) = 81.33[m2] Alegem elemente PTA-100x1x1,5 cu urmatoarele caracteristici: • suprafata de schimb de caldura: 8,3 [m2] • lungimea serpentinei: 5,024 [m] • numar de aripioare: 150 • greutate: 50 [kg] • lungime: 1700 [mm] • inaltimea: 300 [mm] Se calculeaza numarul de elemente pentru camerele de refrigerare: n=81,33/8,3=9,79. Se alege n=10 elemente PTA pentru camerele de refrigerare. 7.3 Calculul si alegerea conductelor Aceasta se face cu ajutorul ecuatiei de continuitate impunand viteza de curgere. m = ρ · π · (di2/4) · w [kg/s] => di = √(4m · v)/( π · w) [m] Intervalele in care trebuie sa se incadreze viteza sunt:
86
- pentru agent in stare de vapori: -la aspiratie [10 … 20] [m/s] -la refulare [12 … 25] [m/s] - pentru agent in stare de lichid: [0,5 ... 1,5] [m/s] Recalcularea vitezei fluidului se va face cu urmatoarea relatie: w = (4m · v)/(π · di2) Calculul si alegerea conductelor pentru instalatia frigorifica Cl Pentru treapta de inalta presiune La aspiratie di = √(4 · 2.75 · 10-3 · 0.33)/(3.14 · 10) =
-
0.0107 [m] Se adopta di=0.011 [m] Se alege teava Φ15 x 2: -
La refulare di = √(4 · 2.75 · 10-3 · 0.14)/(3.14 · 16) = 0.062 [m]
Se adopta di=0,07 [m] Se alege teava Φ 10 x 1,5; Pentru treapta de joasa presiune -
La aspiratie di = √(4 · 3.21 · 10-3 · 0.92)/(3.14 · 10) = 0.0194 [m]
Se adopta di=0,02 [m] Se alege teava Φ25 x 2,5; -
La refulare di = √(4 · 3.21 · 10-3 · 0.38)/(3.14 · 16) = 0.092 [m]
Se adopta di=0.01 [m] Se alege teava Φ14 x 2;
87
Calculul si alegerea conductelor pentru instalatia frigorifica C2 -
La aspiratie di = √(4 · 0.0106 · 0.4)/(3.14 · 10) = 0.0243 [m]
Se adopta di=0,025 [m] Se alege teava Φ30 x 2,5;
-
La refulare di = √(4 · 0.0106 · 0.16)/(3.14 · 16) = 0.0123 [m]
Se adopta di=0,013 [m] Se alege teava Φ16 x 1.5:
88
CAPITOLUL 8 PROIECTAREA UNUI RACITOR DE AER CU VAPORIZARE DIRECTA. Vaporizatoarele sunt masini frigorifice in care agentul frigorific fierbe pe baza caldurii preluate de la mediul racit. Vaporizatoarele se clasifica :
Dupa natura agentului racit:
1. Vaporizatoare pentru racirea agentului intermediar sau a fluidelor tehnologice 2. Vaporizatoare pentru racirea pentru racirea aerului sau a produselor gazoase 3. Vaporizatoare pentru racirea pentru racirea produselor solide sau consistente 4. Vaporizatoare pentru condensarea unor vapori(K-V)
Dupa gradul de umplere cu agent
1. Vaporizatoare cu functionare inecata 2. Vaporizatoare cu functionare semiinecata 3. Vaporizatoare cu functionare uscata
Dupa circulatia agentului frigorific
1. Vaporizatoare cu circulatie fortata 2. Vaporizatoare cu circulatie naturala
89
Vaporizatoarele care prezinta interes in acest caz sunt cele pentru racirea aerului. Acestea la randul lor pot fi clasificate in:
Vaporizatoare cu vaporizare directa cu ventilator Vaporizatoare cu vaporizare directa fara ventilator
Racitorul de aer studiat in cazul nostru este un racitor cu vaporizare directa. Fierberea pentru acest vaporizator este in interiorul tevilor iar agentul utilizat este amoniacul (R717). Se vor urma toate etapele de calcul pentru acest tip de aparat. 8.1 Consideratii generale despre agentul frigorific Agentii frigorifici sunt fluide care transporta in cadrul unei instalatii frigorifice caldura preluata de la obiectul supus racirii catre mediul exterior. Utilizarea unui agent frigorific se face in funetie de proprietatile termodinamice de gradul de periculozitate, de toxicitate si considerente economice. Orice substanta poate fi considerata agent frigorific, dar este necesar ca la temperaturi uzuale aceasta sa aiba presiuni de saturatie compatibile din punct de vedere tehnic. Agentul pentru racitorul de aer studiat este amoniacul (R7l7) despre care se vor face o serie de observatii in cele ce urmeaza. Cerinte impuse agentilor frigorifici. Aceste cerinte sunt prezentate sub o forma generala, valabila pe scara larga pentru toti agentii frigorifici. Din punct de vedere fizic: 1. temperatura normala de fierbere cat mai scazuta, astfel se pot obtine temperaturi de vaporizare cat mai mici (tnf se ia la presiunea de 760 mmHg), 2. temperatura de solidificare cat mai scazuta, se asigura un domeniu cat mai larg de utilizare a agentilor respectivi, 3. presiunile de lucru din instalatie, respectiv presiunea de condensare si cea de vaporizare sa fie convenabile (pk sa nu fie prea mare deoarece ar rezulta aparate cu peretii prea grosi, caz in care avem un consum de metal mare si p0 sa nu fie mult
90
sub presiunea atmosferica, caz in care in instalatie patrunde aer si se inrautatesc conditiile de functionare ale instalatiei), 4. diferenta (pk-p0) sa fie cat mai mica si raportul pk/p0 sa fie cat mai mic, pentru ca lucrul mecanic consumat sa fie cat mai mic. La o comprimare adiabatica 1-2: T2/T1(p2/ p1 )(k -1)k cu cat raportul de comprimare este mai mare cu atat mai mare este si temperatura la sfarsitul comprimarii, ceea ce duce la incalzirea cilindrilor, si deci la pericolul aprinderii uleiului de ungere si la griparea compresorului. Presiunile de condensare si de vaporizare sunt determinate de temperaturile de lucru (ecuatia Clapeyron Clausius): In p=a+b/T+c-T+ ... unde a,b,c,-constante. Cu cresterea temperaturii normale de fierbere , marimile pk, p0 ,(pk – p0) scad ,dar pk/p0 creste. 5. punctul critic pentru agentii respectivi sa fie cat mai departat de conditiile de lucru din instalatie. Tcr/TNF=1,2 .. .l,8 (numarul lui Guldberg) 6. coeficientii mari de conductibilitate termica si de convectie pentru utilizarea unor suprafete de schimb de caldura cat mai reduse. 7. vascozitatea agentilor frigorifici sa fie cat mai mica pentru a nu avea pierderi mari de presiune la circulatia lor prin conducte. In acelasi timp o vascozitate prea redusa contribuie si la un schimb mai bun de caldura. 8. volum specific mic al vaporilor pentru a obtine o putere frigorifica volumica cat mai mare qv=q0/v (frigul produs de 1 m3 vapori de agent aspirat de compresoare). Daca qv este mare rezulta debite mici de agent frigorific circulat in instalatie, compresoare si tubulaturi mici. Volum mic presupune masa moleculara mare deci rezulta ca se pot utiliza eficient turbocompresoare si turbodetentoare. 9. exponent adiabatic mic- rezulta ca temperatura la sfarsitul comprimarii sa fie mai redusa (pot fi folosite rapoarte mari de comprimare). 10. rezistenta de strapungere electrica cat mai mare. Din punct de vedere chimic: 1. stabilitate a compozitiei chimice in conditii de functionare a masinilor frigorifice 2. sa fie inerti fata de materialele cu care vin in contact
91
3. sa fie inerti fata de aer, apa, uleiuri de ungere. Din punct de vedere al exploatarii: 1. inofensivi fata de organismul uman si produsele cu care vin in contact (sa nu fie toxici) 2. sa nu aiba miros dezagreabil si sa nu fie inodor 3. sa nu corodeze materialele metalice 4. sa nu fie inflamabil si explozibil in amestec cu aerul sau alte substante (vapori de ulei) 5. sa permita cu usurinta detectarea si localizarea neetanseitatilor 6. sa aiba o oarecare solubilitate fata de apa pentru evitarea dopurilor de gheata si blocarea instalatiei 7. sa aiba solubilitate limitata fata de uleiurile de ungere pentru a avea suprafete de schimb de caldura curate, 8. sa se procure usor la un cost scazut 9. sa nu aiba efect negativ pentru stratul de ozon si sa nu contribuie la efectul de sera. Agentii studiati sunt: amoniacul (R717) si aerul. Amoniacul (NH3) a fost utilizat cu succes ca agent in intreaga lume pentru mai bine de un secol. In multe tari, amoniacul este principalul agent pentru instalatiile de racire, congelare si depozitare medii si mari si experienta dobandita cu acest agent este considerabila. Au fost dezvoltate standarde, regulamente si legi in principal pentru propietatile toxice si intr-o anumita masura inflamabile ale amoniacului, care, daca sunt urmate, asigura un inalt grad de protectie. Deoarece se asteapta ca importanta amoniacului sa creasca si mai mult in viitor, este necesara imbunatatirea in continuare a calitatii in proiectarea, constructia si functionarea instalatiilor, si in informarea publica.
92
Din motive de pret si de disponibilitate, amoniacul se preteaza foarte bine pentru tarile in curs de dezvoltare, deoarece multe tari au deja o experienta indelungata in folosirea amoniacului ca agent frigorific. Noile tehnologii pentru amoniac obtinute de tarile dezvoltate trebuie puse la dispozitia tarilor in curs de dezvoltare. Marimi termodinamice si proprietati caracteristice Cateva marimi fizice si termodinamice pentru NH3 sunt: Masa molara 17.03 kg/kmol Temperatura normal a de fierbere -33.3°C Temperatura critica 133.0°C Presiunea critica 114.2 bar Temperatura de condensare la 25 bar 58.2°C Amoniacul este caracterizat de urmatoarele proprietati: Agent pe termen lung, rora dezavantaje pentru stratul de ozon ~l nu contribuie la efectul de sera Pretul este de 0,04 din pretul estimat pentru R-134a si este disponibil in intreaga lume in cantitati mari ; Proprietati termodinamice excelente. Mult mai eficient decat halocarburile in ceea ce priveste COP teoretic si eficientele componentelor. La temperaturi de vaporizare/condensare de -30°C/40°C,ciclul teoretic cu amoniac este cu aproximativ3-4% mai bun decat cel cu R-12/R-22 si cu 7% mai bun decat cel cu R-143a. Diferenta dintre COP-uri se mareste la cresterea temperaturii de condensare ;
Capacitatea frigorifica volumetrica specifidi [kJ/m3] este aproximativ egala cu cea a R-22 si cu 40% mai mare decat R-12 si R-134a;
Proprietatile termofizice superioare comparativ cu halocarburile. Sunt necesare (si datorita conductivitatii termice ridicate) suprafete de transfer de
93
caldura mai mici, iar dimensiunile tevilor si componentelor pot fi reduse considerabil ; Temperatura de refulare si raport de comprimare ridicat. La temperaturi joase de vaporizare sunt necesare doua trepte de comprimare. Eficienta energetica se imbunatateste cu 30-35% iar costurile initiale pot creste cu 15-20% ; Incompatibil cu cuprul si aliajele sale in prezenta umiditatii. In instalatiile noi, toate tevile, ventilele si armaturile trebuie fabricate din materiale compatibile. Trecerea la amoniac este posibila doar la instalatiile din otel si eventual cu parti din aluminiu. Datorita incompatibilitatii cu infasurarea motorului, trebuiesc folosite doar compresoare deschise . Nemiscibil cu uleiul mineral. Necesita un separator de ulei eficient si sistem de intoarcere in compresor. Poate fi folosit impreuna cu uleiurile minerale normale dar exista si lubrifianti solubili in amoniac . Putin recomandat pentru compresoarele centrifugale, datorita masei molare relativ reduse . Toxic si cu miros puternic. O valoare limita toxica de 25ppm este obisnuita, dar concentratia fatala minima raportata este de circa 5000ppm. Mirosul caracteristic, usor de recunoscut la concentratii foarte mici (mai putin de 10ppm), furnizeaza posibilitati excelente pentru remedierea din timp a scaparilor si inaintea atingerii concentratiei nocive sau fatale . Inflamabil si exploziv. Limita minima de explozie este de 16% din volum in aer uscat, iar temperatura de aprindere este de 630°C. Datorita mirosului puternic, este putin probabila atingerea unei asemenea concentratii si s-au semnalat foarte putine accidente datorita incendiilor. Amoniacul, in muIte tari, nu este considerat un agent inflamabil ei este caracterizat doar de toxicitatea sa. Aerul - ca agent este utilizat in cazul racitoarelor de aer si a condensatoarelor atmosferice. Din punct de vedere chimic, aerul pur: • Are compozitie chimica stabila in conditiile de functionare a masimilor.
94
• Este inert fata de materialul metalic cu care vine in contact. Din punct de vedere al exploatarii: • inofensiv fata de organismul uman si produsele cu care vine in contact; • nu are miros dezagreabil ; • nu corodeaza materialele metalice; • se procura usor la un cost scazut; • nu are efect negativ pentru stratul de ozon si nu contribuie la efectul de sera. MARIMI DE INTRARE a. Sarcina termica :
Φ0 = 3.4 [kW]
b. Agentul frigorific :
Amoniacul
c. Temperatura medie a aerului rece :
tam = -18 [°C]
d. Umiditatea relativa a aerului :
80 [%]
e. Viteza aerului in sectiunea ingustata : f. Racirea aerului :
3.5 [m/s] �ta = 4 [°C]
g. Diferenta medie de temperatura (tam - to = 7 ... 10 °C) �tmRA = 10 [°C] h. Viteza agentului frigorific (0,05 ... 0,15 m/s) :
w1 = 1 [m/s]
i. Raportul inaltime/latime al aparatului (H/B) :
k = ½ [-]
j. Material teava : k. Diametru exterior teava : 1. Grosime perete teava:
otel,λot = 45.4 [W/m2k] de = 25 [mm] δt = 2.5 [mm]
95
m. Asezarea tevilor :
coridor
n. Pasul transversal de asezare a tevilor :
s1 = 60 [mm]
o. Pasul longitudinal de asezare a tevilor :
s2 = 60 [mm]
p. Tip nervura :
lamelara
q. Material nervura :
otel, otel,λot = 45.4 [W/m2k]
r. Grosimea nervurii:
δn = 0.5 [mm]
s. Pasul nervurii :
u = 6 [mm] 8.2 CALCULUL TERMIC
l. Ecuatiile de bilant termic si transfer de caldura. Aceste ecuatii se vor scrie prin neglijarea transferului de caldura cu exteriorul, datorita functionarii aparatului la un regim de temperaturi apropiat de cel al mediului ambiant. Φ0 = ms · cps · �ts = ma · �ia = qs · s 2.Stabilirea regimului de temperaturi. Temperatura aerului la intrare este: tai =tam + �ta/2 = -18+4/2= -16 [°C]
Temperatura aerului la ie~ire este: tae = tam – �ta/2 = - 18 - 4/ 2 = -20 [°C] Corespunzator temperaturii de intrare a aerului si a umiditatii relative a aerului Φai=80%, din diagrama aerului rezulta iai=-14,2 [kJ/kg] , xai=0,00075 [kg/kg].
96
pentru taw = tpi = -25 [°C] din diagrarna i-x rezulta: xae = 0,000585 [kg/kg] iae = -18,7 [kJ/kg] Temperatura de vaporizare a agentului frigorific: t0 =tam – �tmRA= -18-10=-28°C. 3.Stabilirea proprietatilor termofizice ale fluidelor. Proprietatile termofizice la fluidelor de lucru se vor stabili cu ajutorul tabelelor de proprietati cu urmatoarele considerente:
aerul- fluidul cald - Ia temperatura medie tam= -10°C.
agentul frigorific R134a - fluidul rece - la temperatura de vaporizare
t0= -28°C M. Ag. NH3
t [°C] -28
ρ [kg/m3] 674
Aer
-18
1.381
cp λ ν [m2/s] [kJ/kgK] [W/m2k] 4.472 0.548 0.34 ·10-3 1.009 0.023 11.9 · 10-3
η [Pa · S] 2.34· 10-6 16.3 ·10-6
Pr 1.93 0.71
97
Proprietatile termofizice ale fluidelor In functie de temperatura de vaporizare a agentului frigorific se citeste caldura latenta de vaporizare pentru agentul frigorific dat lv = 1354 [kJ/kg] • debitul masic total de agent frigorific: m1 = Φ0/lv = 3.4/1354 = 0.0025 [kg/s] • numarul aproximativ de tevi de alimentare cu agent frigorific, notat cu na na = (4· m1)/[(ρ1 · w1) · π · di2] = (4 · 0,0025)/674 · 0.1 · 3.14 · 0.022 = 018 => na=1 [buc] • recalculam viteza masica a agentului frigorific: . ρ1 · w1 =(4· m1)/na · π · di2 = (4 · 0.0025)/(1 · 3.14 · 0.022) = 7.95 [m/s] Pentru calculul coeficientului de convectie de partea agentului frigorific se va lua in considerare un sistem de doua ecuatii din care rezulta expresia lui �ag �i = (0.096/di) · √ρ · w · qs (1) qs = �I · (tpi – t1) (2) (1),(2) => �ag = 532 [W/m2k] Pentru curgerea aerului pe un fascicul de tevi cu nervuri lamelare dispuse in coridor.
calculul criteriului Reynolds
Rel = (w1· dechl) / ν1 = (3.5 · 0.0095)/(11.9 · 10-6)= 2782
calculul diametrului echivalent
dechl = [4 · (s - de) · (u – δn)]/[2 ·(s1 –de + u – δn)] dechl = [4 · (0.06 – 0.025) · (0.006 – 0.0005)]/[2 ·(0.06 –0.025 + 0.006 – 0.0005)] dechl = 0.0095 [m]
98
Deoarece nu se cunoaste numarul randurilor de tevi in lungul curentului de aer se va calcula un coeficient de convectie mediu pentru z=(2÷10) la acest racitor de aer. Relatiile matematice utilizate pentru aceste determinari sunt:
L=s2 · z;
Nul= C · Reln · (L/dechl)m;
n=0,45+0,0066 · L/dechl ;
m=-0,28+0,08 · Rel/1000 ;
A= 0,518 - 0,02315 · (L/dechl) + 0,425 · 10-3 · (L/dechl)2 - 3 · 10-6 · (L/dechl)3 ;
B=I,36-0,24' Rel/l000; C=A·B;
�1 = (Nul · λ1)/dechl Cu aceste formule matematice se va realiza calculul prezentat in tabelul 1. Z L L/dechl A C n Nu1 �iz
2 0.12 12.63 0.2873 0.19 0.53 10.99 26.6
4 0.24 25.26 0.156 0.1036 0.61 10.86 26.29
6 0.36 37.89 0.087 0.0578 0.7 12.08 29.24
8 0.48 50.5 0.046 0.03 0.78 11.64 28.18
Coeficientul mediu de convectie pentru suprafata nervurata va fi dat de formula: �a= ∑�iz/I = 110.31/4 = 27.57 [W/m2k] Coeficientul conventional de transfer de caldura este: �a’ = 1/[1/( �a · ξ) + δz/λz + Rc] = 1/[1/( 27.57 · 1.1188) + 0.00075/0.175 + 4.5 · 10-3] �a’ = 24.26 [W/m2k]
99
unde: ξ- coeficient de precipitare; ξ = 1 + 2880 · [(xai + xae)/(tai - tae)] = 1 + 2880· [(0.00075 + 0.000585)/[-16 –(-20)] ξ = 1.1188 δz - grosimea stratului de gheata sau zapada, δz = δzmax- (2 ... 3) mm = 0,00275 - 0,002= 0,00075 [m]; δzmax = (u-δn)/2 = (0,006 -0,0005)/2 = 0,00275 [m]; λz = 0.175 [W/m2k] Rc =4,5 ·10-3 [m2k/W] este rezistenta termica de contact intre nervuri si teava. Tinand seama de influenta nervurilor se va realiza o corectie a coeficientului de convectie de partea aerului cu formula: �acorec = �a’ · [(Sn1 · E · Ψ + Sb1)/S01] �acorec = 24.26 · [(1.0363 · 0.65 · 0.922 + 0.0719)/0.0785] �acorec = 214.15 [W/m2k] unde: S01 - suprafata neteda exterioara a tevilor S01 =π · de = 3,14 .0,025 =0,0785 [m2/m] • Sn1 - suprafata nervurilor Sn1= (2/u) · [s1 ·s2 – (π · de2)/4] =(2/0.006) · [0.06 · 0.006 – (π · 0.0252)/4] Sn1= 0.4114 [m2/m] S01=0,4114[m2/m] Sb1 - suprafata dintre nervuri pe teava de baza Sb1= [(π · de)/u] · (u – δn) = [(3.14 · 0.025)/0.006] · (0.006 – 0.0005)
•
Sb1=0,0719 [m2/m] E - eficienta termica a nervurilor unde pentru nervurile lamelare dispuse in coridor vom avea: •
E = [th(m · h’)]/(m · h’) = [th(46,23 . 0,029) ]/(46.23 · 0.029)
100
E = 0,65 unde: m2 =(2 · �)/(δn · λn) =(2 · 24.26)/(0.0005 · 45.5) => m = 46.23 h’ = (de/2) · (ρ - 1) ·(1 + 0.805 · lgρ) h’ = (0.025 /2) · (2.7476 - 1) · (1 + 0.805 · lg2.7476) h’ = 0.029 ρ = 1.28 · (B/de) · √(A/B) – 0.2 = 1.28 · (0.06/0.025) · √(0.06/0.06) -0.2 ρ=2,7476 unde A= max(s1,s2) =0,06; B=min(s1,s2) =0,06 Ψ- coeficient ce tine seama de neuniformitatea transferului de caldura pe inaltimea nervurii. •
Ψ= 1 - 0,058 · (m · h’ ) = 1- 0,058· (46,23 · 0,029) Ψ=0,922 β - coeficientul de nervurare este recomandat in functie de tipul de aparat si de tipul nervurilor, in acest caz lamelare β=10÷25 cu E≥0,5 ... 0,6 •
4. Calculul densitatii de flux termic. Densitatea de flux termic de partea aerului este data de formula: qaSi = (tam - tpi)/[(1/�a)·(di/de) + (δm/λm)·(2 · di)/(di +de) + Ri] qaSi = [-18 –(-25)]/[(1/214.15)·(0.02/0.025) + (0.0025/45.4)·(2 · 0.02)/ (0.02+0.025) + 0.2 · 10-3] qaSi = 1591 [W/m2] S-au realizat urmatoarele ipoteze simplificatoare: 1) s-a presupus ca raportarea coeficientului de convectie �a s-a facut la suprafata exterioara a tevii netede. 2) se va considera o rezistenta termica interioara Ri=(0,1 ... 0,2)· 10-3 [m2k/W] Densitatea de flux termic de partea agentului frigorific: qlSi = �1 · (tpi – t1)
101
qlSi = 532 · [-25 - (-28)] = 1597 [W/m2] Se va utiliza o metoda aproximativa a carei metodologie este urmatoarea: se face ipoteza conform careia temperatura aerului in contact cu apa pe peretele tevii este aproximativ egala cu temperatura peretelui interior al tevii, adica taw ≈ tpi. Calculul se desfasoara in functie de temperatura peretelui interior al tevii tpi, iar valorile obtinute se trec in tabelul nr.2.
Marime tpi xaw iaw ε xae iae ξ �’a m E �acorec qaSi q1Si
U.M. ˚C Kg/kg kJ/kg kJ/kg vap Kg/kg kJ/kg W/m2k m-1 W/m2k W/m2 W/m2
-26 0.00032 -25.3 27975000 0.000575 -19.3 1.1196 24.47 46.49 0.63 216.83 1782 678
Valoare -25 0.00039 -24.1 27500000 0.000585 -18.7 1.1188 24.26 46.23 0.65 214.15 1591 1597
Prin rezolvarea ecuatiei q1Si(tpi) = qaSi(t1) se obtin valorile lui q1Si si tpi. Rezultatul prezentat in tabelul 2 este q1Si = 1594 W/m2 si tpi = 24.98 ˚C 6.Calculul suprafetei de transfer de caldura Suprafata de schimb de caldura calculate este data de formula : Si’ = Φ0/qSi = (3.4 · 103)/ 1594 = 2.137 m2
CAPITOLUL IX AUTOMATIZAREA INSTALATIILOR FRIGORIFICE
-24 0.00047 -22.8 25386000 0.000594 -18.2 1.1183 24.04 45.78 0.69 212.64 1207 1625
102
9.1 Aspecte principale privind automatizarea in tehnica frigului , de asemenea ridicat. Din aceste motive automatizarea functionarii instalatiilor frigorifice si a elementelor componente ale acestora a devenit indispensabila. Orice sistem frigorific, ca de altfel orice sistem tehnic in general, consuma o anumita cantitate de energie pentru a produce efectul util scontat. In cazul sistemelor frigorifice, efectul util este obtinerea temperaturilor scazute. Eficienta cu care se obtine efectul util intr-un sistem frigorific este in functie de cantitatea de energie consumata. Consumul energetic depinde la randul sau de cantitatea si calitatea de informatii despre sistem si despre procesele care au loc in acesta, pre cum si de modul in care informatiile sunt prelucrate si folosite. In conditiile cresterii preturilor la energiile primare si a perspectivei epuizarii acestora, unul dintre dezideratele majore puse in fata tehnicii este minimalizarea consumurilor energetice. O exploatare normala a instalatiilor frigorifice conduce la o calitate deficitara a tehnologiilor pe care le deservesc, la o functionare necontrolata sau putin controlata a instalatiilor, dar mai ales la consumuri nerationale sau nejustificat de mari de energie. Consumul de forta de munca in exploatare este in aceste conditii. 9.2 Principala problema a automatizarii instalatiilor frigorifice Rolul instalatiilor frigorifice este de a extrage caldura de la obiectul supus racirii (un corp, un mediu sau un spatiu) si de a-i mentine nivelul temperaturii atinse la sfarsitul procesului de racire atat timp cat este necesar. Scaderea si mentinerea temperaturii mediului racit la valoarea prescrisa trebuie realizate independent de variatia conditiilor exterioare instalatiilor frigorifice (variatia temperaturii si umiditatii relative a aerului din mediul ambiant, variatia debitului si temperaturii apei de racire, variatia temperaturii si debitului mediului racit, e.t.c.) Unul dintre cei mai importanti factori exteriori a carui variatie determina modificarea conditiilor de functionare a instalatiei frigorifice este sarcina de racire. Din punct de vedere a variatiei in timp a sarcinii de racire exista doua mari categorii de procese: •
Procese in care sarcina de racire este aproximativ constanta;
103
Procese in care sarcina de racire variaza de la o valoare maxima la inceputul procesului de racire pana la o valoare minima la sfarsitul procesului. •
In cazul unei instalatii frigorifice, atata timp cat necesarul de frig este constant si egal cu cel nominal considerat la proiectarea instalatiei, iar celelalte conditii exterioare instalatiei frigorifice raman neschimbate, instalatia va functiona in regim nominal. Regimul stationar nominal de functionare este caracterizat printr-o anumita valoare a temperaturii mediului racit si anumite valori ale conditiilor exterioare. In regim stationar de functionare a instalatiei frigorifice, va exista in permanenta egalitate intre puterea frigorifica Φ0 [kW] si necesarul total de frig ΦTOT [kW]. Aceasta egalitate, in regim stationar nominal de functionare, se realizeaza 'in conditiile in care temperatura mediului racit este mentinuta la valoarea prescrisa. In realitate insa exista variatii ale sarcinii de racire si/sau variatii ale altor conditii exterioare instalatiei. Aceste variatii determina modificarea conditiilor interne de functionare a instalatiei frigorifice astfel incat regimul de functionare a acesteia nu va mai fi cel nominal. In aceste conditii, in mod natural, puterea frigorifica a instalatiei va tinde sa fie egala cu necesarul de frig. Procesele care se produc in instalatie si care conduc de la sine acordarea puterii frigorifice cu necesarul de frig constituie autoechilibrarea instalatiei frigorifice. Aceasta autoechilibrare conduce la doua efecte importante: • Modificarea temperaturii mediului racit; •
Modificarea parametrilor de functionare a instalatiei.
104
In cele mai multe procese tehnologice de racire, ambele efecte ale autoechilibrarii instalatiei sunt inacceptabile, pe de alta parte, modificarea parametrilor de functionare a instalatiei frigorifice de la valorile nominale conduce la functionari neeconomicoase sau inacceptabile din punct de vedere tehnic. Din cele de mai sus rezulta ca problema principala a automatizarii instalatiilor frigorifice este reglarea automata a temperaturii mediului racit, aceasta reglementandu-se in conditii de functionare acceptabile din punct de vedere economic si tehnologic a instalatiei frigorifice. Modul concret de realizare a reglarii automate a temperaturii mediului racit este in functie de tipul instalatiei frigorifice, marimea capacitatii frigorifice, caracteristicile procesului de racire. Reglarea temperaturii aerului se poate realiza actionand asupra oricarui element de care depinde puterea frigorifica: compresorul instalatiei frigorifice, ventilatoarele vaporizatorului, un robinet prin care circula agentul frigorific; care trece prin vaporizator. Clasificarea echipamentului de automatizare a instalatiilor frigorifice : Specificitatea problemelor de automatizare a instalatiilor frigorifice este determinata, in mare masura, de particularitatile echipamentului de automatizare utilizat. Aceste particularitati sunt justificate de considerente tehnice si economice, care impun utilizarea cu precadere, a unor aparate si elemente specializate de automatizare de uz general. De aici rezulta o mare diversitate de elemente de automatizare, care prezinta interes in problematic a automatizarii instalatiilor frigorifice. In proiectarea dispozitivelor de automatizare a instalatiilor frigorifice se utilizeaza doua categorii de echipamente: de uz general si de specialitate. Echipamentele de uz general sunt elaborate pentru utilizari in diverse ramuri industriale. Dupa principiul constructiv si tehnologic, aceste echipamente pot fi concepute si realizate in doua moduri: Echipamente sub forma de sisteme automatizate, care includ un numar mare de elemente de automatizare, proiectate sa lucreze in interaetiune, astfel indit sa se realizeze 0 mare varietate de dispozitive de automatizare; Echipamente sub forma de sisteme neunificate de uz general, destinate realizarii unor functii particulare de automatizare, fara a forma sisteme de elemente concepute sa functioneze in interactiune.
105
Echipamente specializate de automatizare pentru instalatii frigorifice sunt elaborate sub forma de sisteme specializate si de aparate specializate cu functionare individuala. Conditiile speciale impuse echipamentului de automatizare de catre caracterul specific al instalatiilor frigorifice sunt: Existenta productiei de serie mare a unor instalatii frigorifice de capacitate mica si medie, care justifica economic si punerea in fabricatie a unor dispozitive si sisteme de automatizare specializate;
Necesitatea utilizarii unor dispozitive de automatizare de constructie cat mai simpla, ieftine si sigure in functionare;
Cerinta ca elementele de automatizare sa fie astfel construite, incat sa nu permita scaparea agentului frigorific in atmosfera;
Necesitatea ca elementele de automatizare sa functioneze in conditii de mediu speciale. In aceste conditii, in tehnica frigului se utilizeaza pe scara larga urmatoarele tipuri de dispozitive de automatizare specializate: •
Regulatoare cu actiune directa;
•
Dispozitive de reglare cu actiune indirecta.
9.3 Principalele tipuri de elemente de executie specializate Robinete electromagnetice Robinete electromagnetice - sunt elemente de executie bipozitionale formate dintr-un robinet de inchidere cu ventil si un electromagnet de actionare. Dupa modul in care este actionat ventilul exista robinete electromagnetice cu actiune directa si cu servocomanda. Robinete electromagnetice - pot fi normal inchise (inchise prin depresiune) sau normal deschise ( deschise prin depresiune ). In figura a este reprezentata o sectiune intr-un robinet electromagnetic cu actiune directa utilizat pentru conducte cu diametru mic. Orificiu de trecere din corpul robinetului 1 este inchis de ventilul 2 actionat de armatura mobila 3 a electromagnetului.
106
107
Fig.a,b. Robinete electromagnetiee: a - cu actiune directa; b - cu servocomanda cu membrana; 1 - corpul robinetului; 2 - ventil; 3 - armatura mobila; 4 - bobina; 5 - armatura fixa; 6 - resort; 7 - tub din material nemagnetic; 8 - carcasa bobina; 9 – ventil principal; 10 - membrana; 11 - orificii calibrate. Asupra acesteia actioneaza de jos in sus forta electromagnetica dezvoltata de infasuratoarea 4, prevazuta cu armatura fixa 5, iar de sus in jos, forta resortului
108
antagonist 6 si forta de gravitatie, tubul din material nemagnetic 7 serveste atat ca ghidaj al armaturii mobile cat si pentru a inchide etans spatiul din interiorul robinetului, impiedicand iesirea in atmosfera a agentului frigorific. Cand infasurarea 4 nu este sub tensiune, ventilul 2 este mentinut in pozitia "inchis" sub actiunea resortului 6. Cand infasurarea este pusa sub tensiune, ventilul se deschide sub actiunea fortei electromagnetice permitand trecerea fluidului prin robinet. Tubul 7 impreuna cu armatura mobila 3 formeaza de asemenea un amortizor, care impiedica aparitia socurilor de deplasare a ventilului. In acest scop este prevazut orificiu de diametru mic a, prin care trece agentul frigorific in timpul deplasarii armaturii. In cazul conductelor de diametru mare, utilizarea robinetelor electromagnetice cu actiune directa nu este convenabila, deoarece ar necesita electromagneti puternici, de dimensiuni mari si ar supune reteaua electrica la impulsuri de sarcina de intensitate mare pe durata deplasarii armaturii mobile. Din aceasta cauza, la conducte cu diametru mai mare de 10 mm, se folosesc robinete electromagnetice cu servocomanda, la care amplificarea semnalului se face folosind in acest scop energia fluidului care circula prin conducta. In figura b este reprezentata o sectiune printr-un robinet electromagnetic cu servocomanda, in care forta necesara pentru deplasarea ventilului principal 9 este dezvoltata de membrana 10. Pozitiile 1..8 sunt aceleasi ca in figura a, dar ventilul mic 2, actionat de electromagnet, nu mai inchide direct orificiul de trecere principal, ci un orificiu auxiliar, situat in centrul ventilului principal 9. Cand infasurarea electromagnetului nu mai este sub tensiune, acest orificiu auxiliar este inchis, iar presiunea din camera C devine egala cu presiunea din camera de intrare A datorita trecerii fluidului prin orificiu calibrat 11 din membrana 10. Ca urmare a faptului ca presiunea din camera C este superioara celei din camera D, membrana 10 este apasata in jos si mentine inchis orificiu principal din corpul robinetului. Daca se pune sub tensiune infasurarea electromagnetului, se deschide orificiul din centrul ventilului 9, punandu-se in comunicatie camerele C si D. Datorita faptului ca diametrul acestui orificiu este mult mai mare decat cel al orificiului 11, presiunile in camerele C si D devin practic egale.In acest caz, intre camera inelara A si camera C apare o diferenta de presiune care genereaza o forta orientata in sensul ridicarii membranei 10, deschizandu-se astfel orificiul de trecere principal din corpul robinetului. Robinetele electromagnetice cu actiune directa pot functiona chiar si cand caderea de presiune pe robinet este nula. In schimb, pentru a se produce actionarea robinetelor cu servocomanda, este necesara o anumita diferenta de presiune intre intrare si iesire. Valoarea minima a caderii de presiune, necesara pentru ca robinetul cu servocomanda sa se poata deschide si sa ramana deschis, depinde de constructia robinetului, fiind in general cuprinsa in intervalul 0,05 ... 0,25 bar.
109
Diferenta de presiune maxima la care poate functiona robinetul depinde de asemenea de tipul acestuia, fiind cuprinsa in general in intervalul 10 ... 20 bar. Alegerea din catalog a robinetului electromagnetic se face luand in consideratie urmatoarele criterii: natura fluidului care circula prin robinet (agent frigorific, apa, agent intermediar etc.) sa corespunda cu cea pentru care este destinat robinetul; caderea de presiune maxima pe robinet (cand acesta este deschis) sa nu depaseasca pe cea specificata in catalog;
la robinetele cu servocomanda, caderea minima de presiune pe robinet (cand acesta este deschis) sa fie superioara diferentei minime de presiune pentru functionarea stabila, prevazuta in catalog.
Robinete cu comanda pilot In instalatiile frigorifice au capatat o larga raspandire elementele de executie sub forma de robinete cu comanda pilot in care are loc amplificarea semnalului de comanda, folosindu-se in acest scop energia mediului reglat. Ele se utilizeaza atat ca elemente constructive distincte, cat si incorporate in regulatoarele cu actiune indirecta si se mai numesc robinete pilotate sau robinete cu servocomanda.
Robinet cu comanda pilot actionat prin presiune: c - schema constructiva; d - graficul variatiei presiunilor; 1 - robinet pilot; 2 corpul robinetului; 3 - ventil; 4,7 - orificii calibrate; 5 - resort; 6 - piston; 8 conducta pilot; p1 ... p4 - presiuni; u - gradul de deschidere a robinetului pilot.
110
In fig. c este reprezentata schema de principiu a unui sistem format din robinetul pilot 1 si robinetul cu comanda pilot 2. Acesta, la randul sau, contine ventilul principal 3, actionat de pistonul 6, care este supus diferentei de presiune Δp=p2 – p3. Fluidul de deasupra pistonului poate trece prin orificiul 7 in camera situata sub acesta, iar de aici prin orificiul 4, la iesirea robinetului. Graficul variatiei presiunilor in functie de marimea de comanda u, care reprezinta deplasarea ventilului robinetului pilot, este data de fig.d. Daca robinetul pilot este complet inchis (u=0), presiunile p2,p3 si p4 se egalizeaza ca urmare a scurgerii fluidului prin orificiile 4 si 7. Daca se deschide ventilul robinetului pilot, lichidul din conducta de intrare cu presiunea p1 trece prin acest ventil in camera de deasupra pistonului, cu presiunea p2, de aici trece prin orificiul 7 in camera de sub piston, cu presiunea p3 si apoi prin orificiul 4, la iesirea robinetului cu presiunea p4 .Datorita caderilor de presiune din ventilul pilot si in orificiile 4 si 7, intre cele patru presiuni se stabileste relatia: p1>p2>p3>p4 Datorita diferentei de presiune Δp=p2 - p3, resortul 5 este comprimat si ventilul principal 3 se deschide. Deplasarea ventilului 3 este cu atat mai mare, cu cat este mai mare Δp, deci este in functie de deschiderea u a ventilului pilot. Totodata, datorita caderilor de presiune in conducta pe care este montat robinetul 2, are loc oscadere a presiunii p1, inaintea robinetului si o crestere a presiunii p4 dupa robinet. Pentru ca sistemul sa functioneze, este necesar ca in pozitia complet deschis, cand u = umax, caderea de presiune pe robinetul principal Δp sa indeplineasca conditia: Δpmin = p1min – p4min > Δpmax unde Δpmax = p2min – p3max, este diferenta de presiune care trebuie sa actioneze asupra pistonului 6 pentru a mentine ventilul 3 complet deschis. Caderea de presiune minima necesara pentru a se asigura deschiderea completa a robinetului depinde de construetia acestuia (in special de aria pistonului si de rigiditatea resortului), fiind in general de 0,05 ... 0,25 bar. Robinete de laminare termostatice Robinetele de laminare termostatice sunt utilaje pentru reglarea automata a supraincalzirii vaporilor de agent frigorific la iesirea din vaporizator. Ele sunt deci, de fapt, regulatoare de supraincalzire specializate, cu actiune continua, destinatia lor fiind sa mentina la valoare constanta diferenta dintre temperatura vaporilor supraincalziti, care ies din vaporizator si temperatura de vaporizare. Se folosesc in special pentru reglarea alimentarii cu agent frigorific a vaporizatoarelor care nu au prevazute separatoare de lichid.
111
Dupa modul in care se detecteaza gradul de supraincalzire ce deosebesc trei tipuri de robinete terrnostatice:
cu un singur bulb si egalizare interna; cu un singur bulb si egalizare externa; cu doua bulburi.
Bulbul impreuna cu membrana montata in corpul robinetului si cu tubul capilar care le uneste formeaza un detector de temperatura cu vapori saturati. In timpul functionarii robinetului termostatic, sistemul termostatic este incarcat, de obicei, cu o foarte mica cantitate de lichid localizata in bulb, in restul sistemului termostatic fiind vapori saturati. Robinetele termostatice, a caror sistem termostatic este astfel incarcat sunt denumite robinete termostatice cu incarcatura de vapori, spre deosebire de cele incarcate cu o cantitate mai mare de lichid, vapori saturati existand numai in bulb (in cazul robinetelor la care bulbul este montat mai jos decat detectorul de presiune) sau intr-o mica parte a bulbului si in restul sistemului termostatic (in cazul robinetelor la care bulbul este montat mai sus decat detectorul de presiune). Aceste robinete se numesc robinete termostatice cu incarcatura partiala. Firma Danfoss produce robinete de laminare termostatica cu un nou tip de incarcatura denumita incarcatura cu balast, la care cantitatea de lichid este mult redusa chiar in raport cu tipul cu incarcatura de vapori si care ofera o serie de avantaje. Cele mai raspandite robinete de laminare termostatice sunt cele cu un singur bulb, cele cu doua bulburi fiind folosite numai la instalatiile frigorifice pentru temperaturi foarte scazute. In fig. e este reprezentat un vaporizator prevazut cu robinet de laminare termostatic cu egalizare intema.
112
e Robinet termostatica 1 - bulb;Fig. 2 - tub capilar;de3 laminare - membrana; 4 - resort;cu5egalizare - ventil; 6interna - vaporizator; Bulbul 1 este un mic tub de metal care contine o anumita cantitate de agent frigorific de aceeasi compozitie cu a celui din vaporizator. Bulbul este montat astfel incat peretele lui atinge conducta de iesire din vaporizatorul 6. In consecinta, temperatura t2 a bulbului este practic egala cu temperatura t2 a vaporilor care ies din vaporizator. Lichidul din bulb se vaporizeaza pmiial, astfel ca in bulb se stabileste o presiune p2, de echilibru, corespunzatoare temperaturii t2. Aceasta presiune se transmite prin tubul capilar 2 deasupra membranei 3. Agentul frigorific lichid cu presiunea p0 si temperatura t0 intra in robinetul de laminare si se lamineaza in ventilul 5 pana la presiunea p1, cu care intra in vaporizator. Acestei presiuni ii corespunde temperatura de vaporizare t1. Asupra membranei 3 actioneaza deci diferenta de presiune Δp’= p2’ – p1’ , corespunzatoare diferentei de temperaturi Δt'= t2' - tl', care este aproximativ egala cu supraincalzirea vaporilor de agent frigorific Δt =t2 -tl . Se spune ca robinetul termostatic este prevazut cu egalizare interna deoarece egalizarea dintre presiunea de sub membrana 3 si presiunea de la intrarea in vaporizator se face printr-un canal situat in interiorul corpului robinetului. Diferenta de presiune Δp', care actioneaza asupra membranei, dezvolta o forta care deformeaza resortul 4 si deschide ventilul de laminare 5. Daca supraincalzirea vaporilor este mica, diferenta de presiune corespunzatoare Δp' este mica si ventilul 5 este complet inchis. Cand supraincalzirea vaporilor care ies din vaporizator creste, creste si diferenta de presiune Δp' si ventilul 5 se deschide, permitand agentului frigorific sa intre in vaporizator. Debitul de agent frigorific creste cu cresterea diferentei de presiune Δp', pana la deschiderea completa a robinetului. A vand in vedere ca supraincalzirea vaporilor creste atunci cand scade
113
cantitatea de agent frigorific existent in vaporizator, se spune ca robinetul de laminare termostatic serveste pentru reglarea alimentarii vaporizatorului.
Fig. f. Robinet de laminare termostatic cu actiune directa, cu egalizare interna: 1 - bulb; 2 - tub capilar; 3 - membrana; 4 - tije; 5 - corpul robinetului; 6 - ventil; 7 - suport; 8 - resort; 9 - surub; 10 - capac. Robinetele de laminare termostatice cu egalizare interna se utilizeaza la vaporizatoarele la care caderea de presiune Δp = p1 – p2 este mica. Se recomanda ca valoarea caderii de presiune Δp sa nu depaseasca 0,18 bar la temperaturi de vaporizare de 0 ... 10˚C si 0,1 bar la temperaturi de vaporizare de -15 ... -5°C. Daca
114
pe vaporizator au loc caderi de presiune superioare celor mentionate, se recomanda folosirea robinetelor de laminare termostatice cu egalizare extema. In fig. f este dat un exemplu de realizare constructiva a unui robinet de laminare termostatic cu egalizare intema, care functioneaza ca un regulator de supraincalzire cu actiune directa. Bulbul 1 este legat prin tubul capilar 2 cu camera E situata deasupra membranei 3. De mebrana 3, prin tijele 4, forta se transmite la suportul 7 care se ghideaza in corpul 5 al robinetului si serveste la deplasarea ventilului 6. Asupra suportului 7 actioneaza si resortul 8, care poate fi comprimat cu surubul 9, inchis cu capacul 10. Agentui frigorific lichid intra prin canalul A si trece in canalul de iesire B prin orificiul de laminare obturat de ventilul 6. Presiunea vaporilor din canalul B se transmite in camera D, situata sub membrana, prin canalul de egalizare C. Valoarea prescrisa a supraincalzirii vaporilor se impune prin rotirea surubului 9. Precizam ca suportul 7 nu actioneaza ca un piston, deoarece, ca urmare a existentei unor orificii, presiunea de sub el este aceeasi cu presiunea de deasupra. Regulatoare de presiune de vaporizare Regulatoarele de presiune de vaporizare pot fi cu actiune directa sau indirecta. In figura g este reprezentat un regulator de presiune de vaporizare cu actiune directa, destinat pentru vaporizatoare cu diametrul conductei de aspiratie de 12 ... 35 mm. Vaporii care ies din vaporizator cu presiunea pv intra in corpul regulatorului prin purtea inferioara si actioneaza de jos in sus asupra ventilului 1, care serveste in acest caz si ca detector de presiune. Forta dezvoltata de sus in jos de vaporii de la iesirea robinetului, cu presiunea p' este compensata de cea exercitata de jos in sus, de aceeasi vapori, asupra burdufului 2. sub actiunea presiunii de vaporizare p resortul 6 se comprima si ventilul se deschide. Valoarea de referinta a presiunii de vaporizare se ajusteaza prin rotirea surubului 3 care deplaseaza piulita 4.
115
Fig. g . Regulator de presiune de vaporizare cu actiune directa: 1 - ventil; 2 - burduf; 3 - surub de ajustare a presiunii de vaporizare de referinta; 4 -piulita; 5 - surub; 6 - resort Regulatorul de presiune de vaporizare se monteaza ca in figura h. Se observa ca bulbul robinetului de reglare termostatic $i racordul conductei de egalizare externa a acestuia se plaseaza pe conducta vaporizatorului inainte de regulatorul de presiune.
116
Fig.h. Utilizarea regulatorului de presiune de vaporizare cu actiune directa: 1 - vaporizator; 2 - robinet de laminare termostatic; 3 - regulator de presiune de vaponzare. In figura i, este reprezentat robinetul pilot tip CVMM produs de firma Danfoss. Acesta este un regulator de presiune de vaporizare care este prevazut cu un dispozitiv electric de ajustare de la distanta a marimii de referinta. Motorul electric 1, comandat de la distanta, actioneaza prin arborele 2 cu un mecanism cu roti dintate si surub, care deplaseaza tija 3. Aceasta comprima resortul 4, modifidind astfel valoarea de referinta a presiunii de vaporizare. Presiunea de la intrarea in robinet actioneaza asupra membranei 5, pe care o deplaseaza in sus, comprimand resortul 4 si permitand astfel vaporilor sa treaca spre conducta de aspiratie prin scaunul 6 al ventilului de reglare.
117
Fig.i. Robinet pilot CVMM-Danfoss pentru reglarea presiunii de vaporizare, cu comanda electrica a marimii de referinta: 1 - motor electric; 2 - arbore; 3 - tija; 4 - resort; 5 - membrana; 6 - scaunul ventilului. Regulatoare de temperatura a mediului racit Pentru reglarea temperaturii mediului racit (de exemplu a temperaturii aerului camerelor frigorifice cu racire directa sau a temperaturii agentului intermediar) se recurge adesea la regulatoare specializate cu actiune continua. Schema constructiva a unui regulator de temperatura in cascada este reprezentata in figura j. Regulatorul este prevazut cu un termosistem format din bulbul 1, care se introduce in mediul racit, tubul capilar 9 si membrana 8. In afara de acest detector de temperatura, regulatorul contine si membrana 5, care serveste drept detector al presiunii de vaporizare. In consecinta, asupra tijei 6 actioneaza de sus in jos, forta dezvoltata de resortul 3, iar de jos in sus, suma celor doua forte dezvoltate de membranele 8 si 5. Burduful 7 serveste pentru etansare, iar surubul 2,
118
pentru ajustarea valorii de referinta a temperaturii. Daca creste temperatura mediului racit, creste si presiunea vaporilor din bulbul 1, care aetioneaza asupra membranei 8 deplasand in sus ventilul 4. In consecinta, creste debitul vaporilor aspirati din vaporizator, iar presiunea de vaporizare scade, reducandu-se forta cu care aceasta actioneaza asupra membranei 5.
Fig.j. Regulator de temperatura in cascada a mediului racit: 1 - bulb; 2 - surub de reglare a valorii temperaturii de referinta; 3 - resort ; 4 ventil; 5,8 - membrana; 6 - tija; 7 - burduf; 9 - tub capilar.
119
9.4 Tendinte actuale in dezvoltarea echipamentelor specializate de automatizare a instalatiilor frigorifice Orientarea spre realizarea prin mijloace electronice si in secial, prin intermediul microprocesoarelor a echipamentelor specializate de automatizare pentru instalatii frigorifice reprezinta tendinta dominanta in evolutia actuala a acestor echipamente. Principalele cauze care au determinat aceasta orientare sunt:
progresele tehnico-economice din domeniul sistemelor
microelectronice de procesare a semnalelor ;
cerintele de supervizare interactiva a instalatiilor automatizate, utilizand mijloace hardware si software.
Tehnologiile actuale din microelectronica ofera performante deosebite de prelucrare a semnalelor, in conditiile unor costuri reduse si cu respectarea celor mai ridicate standarde de fiabilitate. Echipamentele specializate clasice sunt concepute, in cea mai mare parte, ca aparate locale, fara posibilitati de transmitere la distanta a marimilor fizice masurate si/sau reglate. In consecinta ele nu permit implementarea sistemelor moderne de supervizare asistata de calculator a instalatiilor frigori fice. Noile generatii de echipamente specializate de automatizare elimina acest neajuns, permitand supervizarea in timp real a instalatiei prin intermediul unei unitati de calcul concentrate. 9.5 Tendinte in evolutia sistemelor frigorifice Dezvoltarea si perfectionarea tehnicii frigului are loc in contextul general al dinamicii de evolutie a stiintei si tehnologiei. Inainte de toate insa, trebuie facuta constatarea ca dezvoltarea permanenta, in ritmuri din ce in ce mai accentuate a microelectronicii si informaticii, a influentat si va influenta putemic evolutia sistemelor frigorifice atat ca ansamblu al instalatiei cat si ca parti componente. Plecand de la stadiul actual al tehnicii frigului si de la conditiile in care are loc dezvoltarea acestui sector in corelatie cu alte stere de activitate, se pot nota cateva dintre directiile de evolutie in viitor: • cresterea performantelor si eficacitatii sistemelor frigorifice in vederea reducerii consumurilor specifice de energie;
120
• reducerea poluarilor de orice natura generate de instalatiile frigorifice si in mod special a celei legate de efectele negative ale agentilor frigorifici halogenati (freonii) asupra stratului protector de ozon al atmosferei si asupra efectului de sera la nivelul globului terestru; • extinderea si accentuarea automatizarii in special pnn folosirea microprocesoarelor si a calculatorului numeric; • conducerea automata a proceselor de raore deservite si optimizarea automata a instalatiilor frigorifice cu ajutorul calculatorului avand la baza dezvoltarea modelarii matematice a proceselor lente in regim dinamic si a softurilor aferente; • cresterea fiabilitatii; • perfeetionarea sistemelor frigorifice pentru a raspunde cat mai bine cerintelor tehnologice impuse de consumatorii de frig si de procesele care utilizeaza frigul artificial; • utilizarea, acolo unde sunt conditii prielnice, de noi surse energetice (solara, eoliana, s.a.) ; • extinderea si adaptarea sistemelor frigorifice la noi utilizari (transportul mai economic al energiei electriee, pompe de caldura, biotehnologii industriale si industrial-agricole s.a.). Cresterea performantelor si a eficacitatii instalatiilor frigorifice se va obtine pe mai multe cai, printre care: • ameliorarea ciclurilor frigorifice prin optimizarea sistemelor in mai multe trepte cu utilizarea comprimarii in trepte (care conduce la micsorarea lucrului mecanic consumat la comprimare) si a laminarii in trepte (care conduce la marirea capacitatii frigorifice); • utilizarea de cicluri combinate, cu comprimare mecanica de vapori si absorbtie; • utilizarea de noi agenti frigorifici, cu caracteristici termodinamice si tehnico-economice superioare, inclusiv a amestecurilor azeotropice si neazeotropice formate din doi sau mai multi componenti lichizi miscibili;
121
amestecurile neazeotropice prezinta avantajul unor efieiente marite a ciclului deoarece, vaporizarea si condensarea producandu-se la temperaturi variabile de-a lungul suprafetelor de transfer termic, se obtin diferente mai mici de temperatura intre fluidele care schimba caldura; • ameliorarea performantelor schimbatoarelor de caldura si a aparatelor din cadrul instalatiilor frigorifice; • ameliorarea performantelor compresoarelor si a altor masini componente din cadrul sistemelor frigorifice (pompe, ventilatoare s.a.). Directiile in care va evolua imbunatatirea performanielor schimbatoarelor de caldura din instalatiile frigorifice vor fi: reducerea consumurilor specifiee de materiale la uzinare, reducerea consumului de energie, cresterea fiabilitatii, reducerea nivelului de zgomot, s.a. In privinta evolutiei calitatii si performantelor compresoarelor frigorifice trebuie mentionata, ca o caracteristica general a in constructia de compresoare, cresterea aportului microelectronicii la automatizarea functionarii precum si adaptarea pentru functionarea la temperaturile si presiunile ridicate impuse de folosirea pompelor de caldura. O dezvoltare deosebita o vor avea, dupa toate probabilitatile, productia si utilizarea compresoarelor cu spirale. La compresoarele cu piston in miscare rectilinie alternativa exista tendinta cresterii turatiei pana la 3000 rot/min, in scopul reducerii consumurilor specifice de metal si a spatiilor ocupate in salile de masini. Pentru aceasta se prevede realizarea unor sisteme de comanda automata a supapelor si introducerea de microprocesoare in scopul optimizarii functionarii prin urmarirea in permanenta a temperaturii uleiului, a palierelor, a garniturilor de etansare, a camasilor cilindrilor, a colectoarelor de aspiratie si a chiulaselor de refulare. De asemenea, se prevede tendinta de extindere a utilizarii compresoarelor cu piston fara ungere, cu segmenti grafitali si labirinti, in vederea eliminarii efectului negativ al uleiului in instalatie. Productia de compresoare elicoidale creste in detrimentul celor cu lamele culisante. Constructia compresorului elicoidal s-a imbunatatit simtitor, ajunganduse la variante perfectionate cu un singur rotor ~i doua roti directoare. Ca direqii de evolutie 'in viitor a acestui tip de compresor se pot nota simplificarea si imbunatatirea sistemului de ungere si racire, reducerea nivelului de zgomot, precum si asigurarea prin mijloace rapide si eficace a functionarii si protectiei automate.
122
Exista tendinta, atat in domeniul climatizarii casnice cat si domeniul climatizarii industriale de a se utiliza, pentru producerea apei reci la temperaturile de 0˚C ... +20°C, instalatii frigorifice centrale, de mare putere frigorifica. O problema cu implicatii majore asupra evolutiei instalatiilor frigorifice si in deosebi a celor de capacitate mica (casnice, comerciale, instalatii de conditionare a aerului) o constituie restrictiile si in final interzicerea, utilizarii agentilor frigorifici clorofluorurati, adica a freonilor. Freonii, alaturi de alte sub stante ca CO2, CH3 s.a., sunt responsabili, prin acumularea lor in stratosfera, de distrugerea stratului de ozon (care protejeaza pamantul de efectul radiatiilor ultraviolete) precum si de cresterea efectului de sera la nivelul globului terestru. Urmare a semnarii Protocofului de la Montreal (Canada) in 1987, criteriile ecologice de alegere si utilizare a unui agent frigorific au devenit mult mai severe. Este prevazuta o limitare rapida si programata a utilizarii agentilor frigorifici halogenati considerati a fi cei mai nocivi: Rll, R12, Rl13, R114, Rl15, RI2Bl, RI3Bl precum si amestecurile azeotropice si neazeotropice care ii contin si in special R502. Protocolul de la Montreal prevede reducerea cu 50% a utilizarii freonilor, existand insa state care au programe chiar mai severe (Suedia 100%, Germania 95%, Norvegia 90%, Canada 85% s.a.m.d.). Desi au aparut deja inlocuitori ai unora dintre freoni, in viitor se vor face cercetari ample pentru gasirea de solutii de inlocuire a tuturor freonilor, cuprinzand teste de toxicitate biologica, compatibilitatea cu materiale, cercetari privind coroziunea, imbatranirea noilor agenti etc. Vor fi efectuate deasemenea studii privind noi tipuri de instalatii frigorifice si noi sisteme de racire. Pentru instalatii industriale, de mare capacitate, amoniacul (R717) va ramane in viitor agentul frigorific cel mai utilizat. In conditiile crizei energetice, datorita cresterii preturilor la combustibilii primari (petrol, gaze naturale, carbuni) este posibil ca instalatii1e frigorifice cu absorbtie sa fie larg utilizate in cazurile in care se poate utiliza o sursa de caldura deseu sau in cazul integrarii instalatiei in sisteme energetice complexe, cu producere de energie electrica, energie termica si frig.
123
CUPRINS Tema de proiect……………………………………………………………….1 CAP.I UTILIZAREA FRIGULUI ARTIFICIAL IN INDUSTRIA ALIMENTARA 1.1. Notiuni generale privind prelucrarea si conservarea produselor alimentare prin frig…………………………………………………………………3 1.2. Metode de prelucrare prin frig…………………………………………3 1.3. Actiunea frigului asupra principalelor componente ale produselor alimentare……………………………………………………………….4 1.4. Frigul ca metoda de combatere a alterarii produselor alimentare……………………………………………………………….6 1.5. Consideratii privind utilizarea frigului artificial……………………….8 CAP.II
CALCULUL SUPRAFETELOR DE PRELUCRARE PRIN FRIG SI DE DEPOZITARE A PRODUSELOR 2.1. Calculul suprafetelor frigorifice………………………………………12 2.2. Schema de amplasare a spatiilor frigorifice……………………….....15
CAP.III CALCULUL IZOLATIILOR TERMICE ALE PERETILOR SPATIILOR RACITE SI A COEFICIENTILOR GLOBALI 3.1. Izolarea peretilor spatiilor racite………………………………………18 3.2. Calculul grosimii izolatiei frigorifice…………………………………..28 3.3. Verificarea izolatiei in vederea preantampinarii condensarii vaporilor pe fata calda a peretilor…………………………………………………………….31 3.4. Verificarea izolatiei termice la condensarea vaporilor in interiorul stratului de izolatie. Bariera de vapori……………………………………………………32 CAP.IV STABILIREA NECESARULUI DE FRIG SI A PUTERILOR FRIGORIFICE 4.1. Consumul de frig ∑Q1………………………………………………..39 4.2. Consumul de frig tehnologic ∑Q2………………………………….. 42 4.3. Consumul de frig ∑Q3 pentru ventilarea spatiilor…………………. 42 4.4. Necesarul de frig ∑Q4 pentru acoperirea pierderilor in timpul expluatarii……………………………………………………………………….. 43 CAP.V STUDIUL VARIANTELOR DE INSTALATII FRIGORIFICE COMPATIBILE CU DATELE DE PROIECTARE 5.1. Varianta A ( pentru amoniac)………………………………………….. 46
124
5.2. Varianta B (pentru amoniac)………………………………………… 52 5.3. Varianta C (pentru amoniac)………………………………………….55 5.4. Varianta D (pentru R22)…………………………………………..…. 59 CAP.VI CALCULUL IN CONDITII REALE AL VARIANTEI OPTIME DE INSTALATII Instalatii frigorifice cu doua trepte si doua laminari pentru realizarea puterii frigorifice Ф01=3,4 [KW] si t01=-28˚C………………………………………. 68 CAP.VII ALEGEREA APARATELOR PRINCIPALE, AUXILIARE SI A MASINILOR 7.1. Alegerea aparatelor principale, a aparatelor auxiliare si a masinilor pentru instalatia frigorifica C1………………………………………………………. 75 7.2. Alegerea aparatelor principale, a aparatelor auxiliare si a masinilor pentru instalatia frigorifica C2………………………………………………………. 82 7.3. Calculul si alegerea conductelor…………………………………….. 83 CAP.VIII PROIECTAREA UNUI RACITOR DE AER CU VAPORIZAREA DIRECTA 8.1. Consideratii generale despre agentul frigorific…………………………87 8.2. Calculul termic………………………………………………………… 93 CAP.IX AUTOMATIZAREA INSTALATIILOR FRIGORIFICE 9.1. Aspecte principale privind automatizarea in termica frugului, de asemenea ridicat…………………………………………………………………………. 100 9.2. Principala problema a automatizarii instalatiilor frigorifice…………..100 9.3. Principalele tipuri de elemente de executie specializate……………….103 9.4. Tendinte actuale in dezvoltarea echipamentelor specializate de automatizare a instalatiilor frigorifice……………………………………………………….. 117 9.5. Tendinte in evolutia sistemelor frigorifice……………………………... 117
125
BIBLIOGRAFIE
Porneala, S., s. a. - Tehnica frigului si climatizarii in industria alimentara, Editura Fundatiei Universitare "Dunarea de Jos", Galati, 2000.
Iosifescu Constantin si Iosifescu Cristian - Calculul si constructia instalatiilor frigorifice, Editura BREN, Bucuresti, 2003.
Niculita, P., s. a. - Automatizarea in tehnica frigului, Editura Teora,
Chiriac F., - Instalatii frigorifice, Editura Tehnica, Bucuresti, 1972 .
1999.
Radcenco Vs., s. a. - Instalatii frigorifice si criogenice, Editura Tehnica, Bucuresti, 1987.
Koskin N .N. - Calcule termice si constructive pentru masini frigorifice, Leningrad, 1976.
Cerapnalkovski I. - Modern Refrigerating Machines, Elsevier Publ,
1991. Costiuc C. si Costiuc I. - Poluarea mediului exterior, Editura EVRlKA, Braila, 2001.
Banu, C., s. a. - Procese tehnice, tehnologice si stiintifice in industria alimentara, Editura Tehnidi, Bucuresti, 1992.
Ciobanu A. s. a. - Frigul artificial in fabricarea si conservarea produselor alimentare, Editura Tehnica, Bucuresti, 1979.
Niculita, P., s. a. - Tehnologii frigorifice in valorificarea produselor alimentare de origine animala, Editura Ceres, Bucuresti, 1986.
Niculita, P., s. a. - Tehnologii frigorifice in valorificarea produselor alimentare de origine vegetala, Editura Ceres, Bucuresti, 1986.
126
Porneala, S., s. a. - Tehnologia utilizarii frigului artificial, vol. 1, Universitatea Galati, 1986. Porneala, S., s. a. - Tehnologia utilizarii frigului artificial, vol. 2, Universitatea Galati, 1986.
Radcenco Vs., Porneala, S., s. a. - Procese in instalatii frigorifice, Editura Didactica si pedagogica, Bucuresti, 1983.
