UNIVERSITATEA DE ȘTIINȚE AGRICOLE ȘI MEDICINĂ VETERINARĂ ldquoION IONESCU DE LA BRADrdquo IAȘI

FACULTATEA DE ZOOTEHNIE

SPECIALIZAREA CONTROLUL ŞI EXPERTIZA PRODUSELOR ALIMENTARE

PROIECT ELEMENTE DE

INGINERIA FRIGULUIIcircNDRUMATOR Prof Dr RADU ROȘCA

STUDENT

ANUL

GRUPA

2011

DETERMINAREA NECESARULUI DE FRIG ŞICALCULUL PARAMETRILOR INSTALAŢIEI

FRIGORIFICETEMA

Să se determine necesarul de frig pentru unul din spaţiile depozitului frigorific din fig161 utilizat pentru stocarea unor produse alimentare

Date inițiale

1Tipul spațiului DC 1(Depozit produse congelate 1)

2Tipul produsului Carne vită

3Temperatura interioară -21

4H= 35 m

5Temperatura exterioară 30

Etape

161Determinarea necesarului de frig

Necesarul de frig se calculează din bilanţul termic pentru un interval de 24 ore [kJ24] folosind relaţia

Q = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 icircn care

bull Q1 ndash cantitatea de căldură pătrunsă din exteriorbull Q2 ndash necesarul de frig tehnologicbull Q3 ndash necesarul de frig pentru ventilarea camerelorbull Q4 ndash necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul

exploatării

Fig 161 ndash Schema unui depozit frigorificDC ndash depozit produse congelateDR ndash depozit produse refrigerateTC ndash tunel de congelareTR ndash tunel de refrigerare

1 Cantitatea de căldură pătrunsă din exterior prin izolaţii datorată diferenţelor de temperatură şi radiaţiei solare se determină cu relaţia

unde

ki ndash coeficientul global de schimb de căldură al elementului i pentrupereţi exteriori şi interiori se consideră o structură multistrat (fig162) cu următoarele caracteristici

Perete exterior

bull tencuială exterioară cu λ1 = 1 WmK şi δ1 = 2hellip3 cmbull zidărie din beton expandat cu λ2 = 023hellip052 WmK şi δ2 = 25 cmbull tencuială suport cu λ3 = 116 WmK şi δ3 = 2hellip3 cmbull bariera de vapori cu λ4 = 0384 WmK şi δ4 = 3hellip5 mm

bull izolaţie din polistiren cu λ5 = 004 WmK şi δ5 = 10 cm

bull tencuială finită cu λ6 = 116 WmK şi δ6 = 2hellip3 cm

Pereţi interiori la fel ca pentru pereţii exteriori dar fără bariera devapori (stratul 4)Plafonul se va considera format din următoarele straturi (de la interiorspre exterior)bull tencuială finită cu λ= 116 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull izolaţie din polistiren cu λ = 004 WmK şi δ = 10 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat de bitum cu λ = 017 WmK şi δ = 5 mmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cmPodeaua se consideră formată din următoarele straturi (de la interior spre exterior)bull covor PVC cu λ= 033 WmK şi δ = 3 mmbull hidroizolaţie cu λ= 017 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cm

Coeficientul global de transfer se calculează pentru fiecare element de construcţie icircn parte folosind relaţia

icircn careα - coeficienţi de transfer termic convectiv (pentru suprafaţa dinspremediul exterior a pereţilor αext = 29 Wm2K pentru suprafaţa exterioară a pereţilor interiori αext = 12 Wm2K pentru suprafaţele dinspre interior ale pereţilor αint = 8 Wm2K) Pentru pardoseală se admite 1αext = 0

Si ndash suprafaţa elementului i (perete podea sau plafon)bull Δti ndash diferenţa de temperatură la care se găseşte peretele respectiv- pentru pereţi exteriori şi plafoane ce sunt icircn acelaşi timp şi acoperiş(terase) diferenţa de temperatură pentru care se face calculul este Δti = Δtc = 30 ndashti (temperatura exterioară se consideră 30 0C)- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiulfrigorific de unul nefrigorific care comunică direct cu exteriorul Δti =(07hellip08) Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul Δti = 06Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă două spaţiifrigorifice similareΔti = 04 Δtc- pentru pardoseli realizate pe sol se consideră că temperatura soluluieste de 150Cbull Δtr ndash diferenţă de temperatură ce ţine cont de influenţa radiaţiei solare care se ia icircn calcul pentru pereţii exteriori şi plafoanele ce sunt şi acoperiş- Δtr = 0 pentru pereţi exteriori orientaţi spre N- Δtr = 5hellip100C pentru pereţi exteriori orientaţi spre E V SE SV- Δtr = 150C pentru pereţi exteriori orientaţi spre S

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

DETERMINAREA NECESARULUI DE FRIG ŞICALCULUL PARAMETRILOR INSTALAŢIEI

FRIGORIFICETEMA

Să se determine necesarul de frig pentru unul din spaţiile depozitului frigorific din fig161 utilizat pentru stocarea unor produse alimentare

Date inițiale

1Tipul spațiului DC 1(Depozit produse congelate 1)

2Tipul produsului Carne vită

3Temperatura interioară -21

4H= 35 m

5Temperatura exterioară 30

Etape

161Determinarea necesarului de frig

Necesarul de frig se calculează din bilanţul termic pentru un interval de 24 ore [kJ24] folosind relaţia

Q = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 icircn care

bull Q1 ndash cantitatea de căldură pătrunsă din exteriorbull Q2 ndash necesarul de frig tehnologicbull Q3 ndash necesarul de frig pentru ventilarea camerelorbull Q4 ndash necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul

exploatării

Fig 161 ndash Schema unui depozit frigorificDC ndash depozit produse congelateDR ndash depozit produse refrigerateTC ndash tunel de congelareTR ndash tunel de refrigerare

1 Cantitatea de căldură pătrunsă din exterior prin izolaţii datorată diferenţelor de temperatură şi radiaţiei solare se determină cu relaţia

unde

ki ndash coeficientul global de schimb de căldură al elementului i pentrupereţi exteriori şi interiori se consideră o structură multistrat (fig162) cu următoarele caracteristici

Perete exterior

bull tencuială exterioară cu λ1 = 1 WmK şi δ1 = 2hellip3 cmbull zidărie din beton expandat cu λ2 = 023hellip052 WmK şi δ2 = 25 cmbull tencuială suport cu λ3 = 116 WmK şi δ3 = 2hellip3 cmbull bariera de vapori cu λ4 = 0384 WmK şi δ4 = 3hellip5 mm

bull izolaţie din polistiren cu λ5 = 004 WmK şi δ5 = 10 cm

bull tencuială finită cu λ6 = 116 WmK şi δ6 = 2hellip3 cm

Pereţi interiori la fel ca pentru pereţii exteriori dar fără bariera devapori (stratul 4)Plafonul se va considera format din următoarele straturi (de la interiorspre exterior)bull tencuială finită cu λ= 116 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull izolaţie din polistiren cu λ = 004 WmK şi δ = 10 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat de bitum cu λ = 017 WmK şi δ = 5 mmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cmPodeaua se consideră formată din următoarele straturi (de la interior spre exterior)bull covor PVC cu λ= 033 WmK şi δ = 3 mmbull hidroizolaţie cu λ= 017 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cm

Coeficientul global de transfer se calculează pentru fiecare element de construcţie icircn parte folosind relaţia

icircn careα - coeficienţi de transfer termic convectiv (pentru suprafaţa dinspremediul exterior a pereţilor αext = 29 Wm2K pentru suprafaţa exterioară a pereţilor interiori αext = 12 Wm2K pentru suprafaţele dinspre interior ale pereţilor αint = 8 Wm2K) Pentru pardoseală se admite 1αext = 0

Si ndash suprafaţa elementului i (perete podea sau plafon)bull Δti ndash diferenţa de temperatură la care se găseşte peretele respectiv- pentru pereţi exteriori şi plafoane ce sunt icircn acelaşi timp şi acoperiş(terase) diferenţa de temperatură pentru care se face calculul este Δti = Δtc = 30 ndashti (temperatura exterioară se consideră 30 0C)- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiulfrigorific de unul nefrigorific care comunică direct cu exteriorul Δti =(07hellip08) Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul Δti = 06Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă două spaţiifrigorifice similareΔti = 04 Δtc- pentru pardoseli realizate pe sol se consideră că temperatura soluluieste de 150Cbull Δtr ndash diferenţă de temperatură ce ţine cont de influenţa radiaţiei solare care se ia icircn calcul pentru pereţii exteriori şi plafoanele ce sunt şi acoperiş- Δtr = 0 pentru pereţi exteriori orientaţi spre N- Δtr = 5hellip100C pentru pereţi exteriori orientaţi spre E V SE SV- Δtr = 150C pentru pereţi exteriori orientaţi spre S

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Fig 161 ndash Schema unui depozit frigorificDC ndash depozit produse congelateDR ndash depozit produse refrigerateTC ndash tunel de congelareTR ndash tunel de refrigerare

1 Cantitatea de căldură pătrunsă din exterior prin izolaţii datorată diferenţelor de temperatură şi radiaţiei solare se determină cu relaţia

unde

ki ndash coeficientul global de schimb de căldură al elementului i pentrupereţi exteriori şi interiori se consideră o structură multistrat (fig162) cu următoarele caracteristici

Perete exterior

bull tencuială exterioară cu λ1 = 1 WmK şi δ1 = 2hellip3 cmbull zidărie din beton expandat cu λ2 = 023hellip052 WmK şi δ2 = 25 cmbull tencuială suport cu λ3 = 116 WmK şi δ3 = 2hellip3 cmbull bariera de vapori cu λ4 = 0384 WmK şi δ4 = 3hellip5 mm

bull izolaţie din polistiren cu λ5 = 004 WmK şi δ5 = 10 cm

bull tencuială finită cu λ6 = 116 WmK şi δ6 = 2hellip3 cm

Pereţi interiori la fel ca pentru pereţii exteriori dar fără bariera devapori (stratul 4)Plafonul se va considera format din următoarele straturi (de la interiorspre exterior)bull tencuială finită cu λ= 116 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull izolaţie din polistiren cu λ = 004 WmK şi δ = 10 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat de bitum cu λ = 017 WmK şi δ = 5 mmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cmPodeaua se consideră formată din următoarele straturi (de la interior spre exterior)bull covor PVC cu λ= 033 WmK şi δ = 3 mmbull hidroizolaţie cu λ= 017 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cm

Coeficientul global de transfer se calculează pentru fiecare element de construcţie icircn parte folosind relaţia

icircn careα - coeficienţi de transfer termic convectiv (pentru suprafaţa dinspremediul exterior a pereţilor αext = 29 Wm2K pentru suprafaţa exterioară a pereţilor interiori αext = 12 Wm2K pentru suprafaţele dinspre interior ale pereţilor αint = 8 Wm2K) Pentru pardoseală se admite 1αext = 0

Si ndash suprafaţa elementului i (perete podea sau plafon)bull Δti ndash diferenţa de temperatură la care se găseşte peretele respectiv- pentru pereţi exteriori şi plafoane ce sunt icircn acelaşi timp şi acoperiş(terase) diferenţa de temperatură pentru care se face calculul este Δti = Δtc = 30 ndashti (temperatura exterioară se consideră 30 0C)- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiulfrigorific de unul nefrigorific care comunică direct cu exteriorul Δti =(07hellip08) Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul Δti = 06Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă două spaţiifrigorifice similareΔti = 04 Δtc- pentru pardoseli realizate pe sol se consideră că temperatura soluluieste de 150Cbull Δtr ndash diferenţă de temperatură ce ţine cont de influenţa radiaţiei solare care se ia icircn calcul pentru pereţii exteriori şi plafoanele ce sunt şi acoperiş- Δtr = 0 pentru pereţi exteriori orientaţi spre N- Δtr = 5hellip100C pentru pereţi exteriori orientaţi spre E V SE SV- Δtr = 150C pentru pereţi exteriori orientaţi spre S

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

bull izolaţie din polistiren cu λ5 = 004 WmK şi δ5 = 10 cm

bull tencuială finită cu λ6 = 116 WmK şi δ6 = 2hellip3 cm

Pereţi interiori la fel ca pentru pereţii exteriori dar fără bariera devapori (stratul 4)Plafonul se va considera format din următoarele straturi (de la interiorspre exterior)bull tencuială finită cu λ= 116 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull izolaţie din polistiren cu λ = 004 WmK şi δ = 10 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat de bitum cu λ = 017 WmK şi δ = 5 mmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cmPodeaua se consideră formată din următoarele straturi (de la interior spre exterior)bull covor PVC cu λ= 033 WmK şi δ = 3 mmbull hidroizolaţie cu λ= 017 WmK şi δ = 2hellip3 cmbull planşeu din beton armat cu λ = 203 WmK şi δ = 25 cmbull strat din pietriş cu λ = 07 WmK şi δ = 4 cm

Coeficientul global de transfer se calculează pentru fiecare element de construcţie icircn parte folosind relaţia

icircn careα - coeficienţi de transfer termic convectiv (pentru suprafaţa dinspremediul exterior a pereţilor αext = 29 Wm2K pentru suprafaţa exterioară a pereţilor interiori αext = 12 Wm2K pentru suprafaţele dinspre interior ale pereţilor αint = 8 Wm2K) Pentru pardoseală se admite 1αext = 0

Si ndash suprafaţa elementului i (perete podea sau plafon)bull Δti ndash diferenţa de temperatură la care se găseşte peretele respectiv- pentru pereţi exteriori şi plafoane ce sunt icircn acelaşi timp şi acoperiş(terase) diferenţa de temperatură pentru care se face calculul este Δti = Δtc = 30 ndashti (temperatura exterioară se consideră 30 0C)- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiulfrigorific de unul nefrigorific care comunică direct cu exteriorul Δti =(07hellip08) Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul Δti = 06Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă două spaţiifrigorifice similareΔti = 04 Δtc- pentru pardoseli realizate pe sol se consideră că temperatura soluluieste de 150Cbull Δtr ndash diferenţă de temperatură ce ţine cont de influenţa radiaţiei solare care se ia icircn calcul pentru pereţii exteriori şi plafoanele ce sunt şi acoperiş- Δtr = 0 pentru pereţi exteriori orientaţi spre N- Δtr = 5hellip100C pentru pereţi exteriori orientaţi spre E V SE SV- Δtr = 150C pentru pereţi exteriori orientaţi spre S

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Coeficientul global de transfer se calculează pentru fiecare element de construcţie icircn parte folosind relaţia

icircn careα - coeficienţi de transfer termic convectiv (pentru suprafaţa dinspremediul exterior a pereţilor αext = 29 Wm2K pentru suprafaţa exterioară a pereţilor interiori αext = 12 Wm2K pentru suprafaţele dinspre interior ale pereţilor αint = 8 Wm2K) Pentru pardoseală se admite 1αext = 0

Si ndash suprafaţa elementului i (perete podea sau plafon)bull Δti ndash diferenţa de temperatură la care se găseşte peretele respectiv- pentru pereţi exteriori şi plafoane ce sunt icircn acelaşi timp şi acoperiş(terase) diferenţa de temperatură pentru care se face calculul este Δti = Δtc = 30 ndashti (temperatura exterioară se consideră 30 0C)- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiulfrigorific de unul nefrigorific care comunică direct cu exteriorul Δti =(07hellip08) Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă spaţiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul Δti = 06Δtc- pentru pereţi interiori plafoane şi pardoseli ce separă două spaţiifrigorifice similareΔti = 04 Δtc- pentru pardoseli realizate pe sol se consideră că temperatura soluluieste de 150Cbull Δtr ndash diferenţă de temperatură ce ţine cont de influenţa radiaţiei solare care se ia icircn calcul pentru pereţii exteriori şi plafoanele ce sunt şi acoperiş- Δtr = 0 pentru pereţi exteriori orientaţi spre N- Δtr = 5hellip100C pentru pereţi exteriori orientaţi spre E V SE SV- Δtr = 150C pentru pereţi exteriori orientaţi spre S

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

- Δtr = 15hellip180C pentru plafoane care sunt şi acoperiş sau terasă

Kexterior(13)=1

129

+ 2lowast10minus2

1+ 25lowast10minus2

023+ 2lowast10minus2

116+ 3lowast10minus3

0384+ 10lowast10minus2

004+ 2lowast10minus2

116+ 1

8

= 1003+002+108+0007+25+001+0125

= 13772

=0265

Kinterior(24)=

1

112

+2lowast10minus2

1+25lowast10minus2

0232lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+2lowast10minus2

116+1

8

= 1008+002+108+0007+001+0125

= 11322

=075

Kplafon=1

129

+ 2lowast10minus2

116+ 10lowast10minus2

004+ 25lowast10minus2

203+ 5lowast10minus3

017+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 1003+001+25+012+002+005+0125

= 12855

=035

kpodea=1

3lowast10minus3

033+2lowast10minus3

017+ 25lowast10minus2

203+ 4lowast10minus2

07+ 1

8

= 10009+001+012+005+0125

= 10333

=300

Si=3518=63(Hl) m2

Si=1235=42 m2

Podea=lL=1812=216 m2

Plafon= lL=1812=216 m2

∆ti(pereți interiori)=30-(-21)=51k

∆ti(pereți exteriori)=0451=204k

∆ti(podea)=15-(-21)=15+21=36k

∆ti(plafon)=16-(-21)=16+21=37k

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Pentru uşurarea calculelor rezultatele se vor centraliza icircn tabelul de mai jos

Elementul

k [Wm2K]

S [m2] Δti [0C] Δtr [0C]

KS(Δti+Δtr)

Perete exterior(1)

0265 42 51 0 56763

Perete interior(2)

075 63 357 0 1686825

Perete exterior(3)

0265 42 204 0 227052

Perete interior(4)

075 63 51 5 2646

Plafon 039 216 51 15 555984Podea 300 216 36 0 23328 Total=34015347

Q1=243634015347=2938925981 kj24h

Pentru pereţi exteriori valorile maxime admise pentru coeficientul globalde transfer de căldură k sunt date icircn tabelul 161

Pentru pereţi interiori valorile maxime admise pentru k icircn funcţie dedestinaţia spaţiului sunt prezentate icircn tabelul 162

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

2 Necesarul de frig pentru răcirea produselor se determină cu relaţia 1

unde

bull m ndash cantitatea de produse [kg]bull ii if ndash entalpia iniţială respectiv finală2 a produselor (tabelul 166 icircn funcţie de temperaturile iniţiale şi respectiv finale ale produselor3) [kJkg]bull Δm ndash pierderea de masă a produselor [] (tabelul 167)bull Qc ndash cantitatea de căldură degajată prin reacţii biochimice de cătreproduse (căldură de respiraţie) ndash tabelul 168

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

1 Se determină suprafaţa utilă a depozitului

icircn care S este suprafaţa depozitului iar coeficientul β are valorea 13

2 Cunoscacircnd norma de icircncărcare cu produse pe unitatea de suprafaţă (tabelul 163) se determină cantitatea de produse stocate

m = N Sui [kg]

Cantitatea de produse se poate determina şi cu ajutorul indicelui de icircncărcare i unele valori fiind prezentate icircn tabelele 163b şi 164

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Volumul efectiv ocupat de către produse va fi dat de relaţia Vef = k Vtot [m3] icircn care Vtot este volumul total disponibil iar coeficientul de utilizare k are valorile următoare

Cu aceste date cantitatea de produse va fi

Sui=21613

=16615 m2

m =80016615=132920 kg

Vef=056756=42336 m3

m=40042336=169344 kg

m=151132 kg

∆m=035

3 Necesarul de frig pentru ventilarea spaţiilor ţine cont de introducerea de aer proaspăt

unde

bull V ndash volumul camerei ventilate [m3]bull a = 2hellip4 schimburi de aerzi pentru depozitele de carne lapte şi

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

produse lactate 2448 pentru fructe şi legumebull iex ii ndash entalpia aerului din exterior respectiv din interior [kJkg]aceasta se determină cu ajutorul diagramei Mollier pentru o umiditate relativă a aerului exterior de 60 Pentru aerul din interiorul spaţiului umiditatea relativă se determină conform datelor din tabelul 169 pentru produsele refrigerate iar pentru congelate se consideră o umiditate relativă de 95 bull ρi ndash densitatea aerului din interiorul depozitului - rezultă din ecuaţia de stare

Ti=-21+27315=252 K

ρ 1=101325lowast10minus5

287lowast252=101325

72324=1400 [ kg

m3]

Q3=756214(711-(-20))=756214911=19284048 kj24h

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor din timpul exploatării (aporturi de căldură din exterior la deschiderea uşilor aporturi de căldură datorate personalului care intră icircn icircncăpere aporturi de căldură de la sursele de iluminare şi motoarele electrice ale ventilatoarelor etc) se determină cu o relaţie aproximativă

icircn care ξ depinde de suprafaţa depozitului1048707 S gt 300 m2 ξ = 011048707 150 ltSlt 300 m2 ξ = 021048707 80lt S lt 150 m2 ξ = 031048707 S lt 80 m2 ξ = 04

Q4=022938925981=5877851962 kj24h

5 Necesarul total de frig

Q=2938925981+ 0 + 19284048 + 5877851962 =37195516572 kj24h

6 Sarcina frigorifică

icircn care se consideră că timpul de funcţionare este τc = 20hellip21 ore pe zi pentru produse refrigerate şi de 21hellip22 ore pe zi pentru produse congelate necesarul a fost majorat cu 5 pentru a lua icircn calcul şi pierderile de căldură pe conductele de la compresor la vaporizator

Φ=1052938925981+0+19284048+5877851962

21lowast3600=105

371955165775600

=105lowast49200=5166[kw ]

162 Calculul parametrilor instalaţiei frigorifice

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Se presupune că răcirea spaţiului frigorific considerat icircn etapa anterioară se realizează cu aer condensatorul instalaţiei frigorifice este de asemenea răcit cu aerSe mai cunosc- coeficientul spaţiului mort σ = 003 (3)- exponentul politropic al destinderii md=108

Etape1 Evoluţia temperaturilor icircn vaporizator este prezentată icircn fig163temperatura aerului la intrarea icircn vaporizator tai fiind temperatura din depozit ti(tai = ti) Pentru aplicaţii industriale avemΔta0 = 3hellip5 0Cbull diferenţa totală de temperatură din vaporizator Δttot0 = 6hellip10 0C rezultă deci t0 = tai - Δttot0

Icircn calcule se va considera că scăderea temperaturii aerului la trecerea peste vaporizator (Δta0 ) este de 3 0C iar diferenţa de totală de temperatură (Δttot0) se va alege icircn funcţie de umiditatea relativă din depozit conform datelor din tabelul 1610

Presiunea p1 corespunzătoare temperaturii de vaporizare t0 se determină din tabelele din pachetul CoolPackrarrRefrigeration utilitiesrarrSaturation table

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Se neglijează supraicircncălzirea vaporilor icircn vaporizator (procesul 2-3 fig163) astfel icircncacirct parametrii de intrare icircn compresor vor fi p1 t0Creşterea de temperatură a aerului la trecerea prin condensator este pentru aplicaţii industriale Δtak = 5hellip10 0C iar diferenţa maximă dintre temperatura de condensare tk a agentului frigorific şi temperatura aerului la intrarea icircn condensator este Δttotk= 10hellip20 0C rezultă de aici temperatura de condensare a agentului (tk = taik + Δttotk) iar din tabelele din pachetul CoolPack se determină presiunea de saturaţie corespunzătoare p2 Subrăcirea agentului frigorific icircn condensator este Δtsr = 4hellip7 0C dar icircn cadrul acestei aplicaţii se neglijează efectul subrăcirii (procesul 3-4)

2 Evoluţia temperaturilor icircn condensator este prezentată icircn fig164

Temperatura aerului la intrarea icircn condensator taik se adoptă taik = 30 0C (temperatura mediului exterior)

3 Trasarea ciclului de funcţionare al instalaţiei frigorificeFosind pachetul CoolPack (Refrigeration utilitiesrarrlog(p)-h

diagram rarr Cycle input) se trasează ciclul de funcţionare al instalaţiei frigorifice icircn coordonate lg p ndash h randamentul izentropic al compresorului se va alege (valori uzuale 0608)

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Coeficientul de umplere al compresorului (ţinacircnd cont doar de existenţa spaţiului mort4) se determină cu relaţia

Cu ajutorul ecranului ldquoCycle infordquo (fig165) din acelaşi utilitar log (p)-h diagram icircn secţiunea ldquoDimensioningrdquo se introduce puterea frigorifică determinată icircn etapa anterioară (QE = Φ) iar icircn secţiunea ldquoVolumetric efficiencyrdquo de introduce coeficientul de umplere ldquon_volrdquo (λ) cu aceste date rezultăbull debitul masic de agent frigorific m [kgs]bull debitul volumic teoretic al compresorului ldquoDisplacementrdquo [m3h]bull debitul volumic real de agent frigorific V [m3h] 5bull fluxul de căldură pentru condensator Qc [kW]bull puterea absorbită de compresor W [kW]

σ =003

λ=1-003(142751118

minus1=1minus003iquest-1)=1-003850=1-0255=0745

n_vol=21604520 m3

h

λ=1-003(95251

18minus1iquest=082

n_vol=3265500 m3

h

Agent R11 R134a

Qe[kw] 52 52Qc[kw] 75905 79562W[kw] 23905 27562ε 14275 9525COP 218 189M[kgs] 036721793 041254076n-vol 0745 082

4 Mărimi caracteristice ale compresorului

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Ştiind că debitul volumic teoretic al compresorului este

şi cilindreea compresorului Vh este

se pot determina caracteristicile compresorului icircn funcţie de mărimile cunoscute sau din cataloagele firmelor producătoare se poate alege compresorul care asigură debitul teoretic necesar

Icircn tabelul 1611 sunt prezentate caracteristicile unor compresoare icircn construcţie etanşă produse de firma Turk Electrik(httpwwwteecomtrp_copm_r134a_std_pdphp) ce funcţionează cu agent frigorific R134a Pentru compresoarele produse de firma Copeland cataloagele de produse pot fi consultate on-line(httpwwwecopelandcomprodcatcfmaction=ref_poweramptype=campfam=3)Firma pune la dispoziţie şi un utilitar gratuit care permite alegereaelementelor componente ale instalaţiei frigorifice(httpwwwecopelandcomdownloadcfm)

Fig 165 ndash Fereastra ldquoCycle infordquo

163 Alegerea componentelor instalaţiei frigorifice

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

1631 Alegerea unui vaporizator prin programul de fabricaţie al firmei Friga-Bohn

Pentru alegerea vaporizatorului se utilizează pachetul software bdquoFriga-Bohn rdquo (fig166)

Pentru alegerea vaporizatorului se introduc datele rezultate din calculul termic al ciclului frigorific (fig167) programul oferind apoi o listă cu vaporizatoare care ar putea satisface condiţiile impuse (fig168)

Fig166 Utilitarul firmei Friga-Bohn pentru alegerea vaporizatorului

Figura 167 Fereastră pentru introducerea datelor inițiale

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Fig 168 Modele de vaporizatoare disponibile

Vaporizatorul va ales şi icircn funcţie de debitul de aer refulat de către ventilatoarele astfel icircncacirct raportul dintre debitul orar de aer şi volumul spaţiului frigorific să se icircncadreze icircntre următoarele limitebull 2030 pentru depozite de produse refrigeratebull 40100 pentru tunele de refrigerarebull 4060 pentru depozite de produse congelatebull 150300 pentru tunele de congelare

Debitul de aer poate fi determinat şi pe baza vitezei aerului prin depozit

Pentru tunele de refrigerare se ia icircn calcul o viteză de 2 ms (prin secţiunea liberă) icircn timp ce pentru tunele de congelare viteza este 24 ms pentru depozite de produse refrigerate şi congelate se consideră viteze mai mici (pacircnă la 1 ms)

Debitul de aer rezultă din relaţia

unde w este viteza aerului [ms] iar S este aria secţiunii libere prin care circulă aerul [m2]

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare

Note1 pentru depozite de produse refrigerate sau congelate Q2 = 0 (deoarece produsele sunt deja răcite pacircnă la temperatura finală corespunzătoare)2 la -200C if = 0 cu excepția iaurtului smacircntacircnii chefirului pentru care if = 0 la 00C3 pentru refrigerare tf = 0hellip40C iar pentru congelare tf = -18hellip-250C4 icircn realitate se ține cont și de pierderile prin neetanșeități rezistența introdusă de supapa de aspirație icircncălzirea agentului pe conducta de aspirație5 Debitul volumic real este unde Qt este debitul teoretic6 n ndash turația arborelui cotit al compresorului [rotmin] i ndash numărul de cilindri ai compresorului Dalezajul unui cilindru [m] h ndash cursa pistonului [m]

Rezultatele finale se găsesc icircn anexele următoare