Mod Coala NDocument Semnat DataEfectuat

Verificat Ghenciu Litera Coala Coli

CartofeanuConsultant

TEHNICA

FRIGORIFICA UTM FTMIAgr TCr-071

Aprobat

Contrnorm

CUPRINS

1 Introducerehelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip2

2 Calculul capacităţii camerei frigorificehelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip2

3 Calculul grosimii izolaţiei pereţilorhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip2

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi determinarea sarcinii ter-

mice asupra utilajului din cameră şi maşinii frigorificehelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip5

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1helliphelliphellip6

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termicăhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip7

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperiihelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip8

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camereihelliphellip8

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5helliphelliphelliphellip9

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra

compresoruluihelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip10

6 Determinarea regimului de lucrual instalaţiei frigorificehelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

11

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi selectarea compre-

soarelor (maşinii frigorifice)helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip12

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile regimului

standardhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip13

9 Calculul şi selectarea răcitorului de aerhelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip14

Bibliografiahelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip16

PROIECTUL CAMEREI FRIGORIFICE

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

1 INTRODUCERE

Icircn industria alimentară se folosesc pe larg diferite instalaţii frigorifice pentru

păstrarea diferitor produse alimentare

2 Calculul capacităţii camerei frigorifice

Capacitatea camerei de păstrare a icircncărcăturii icircn tone se determină din formula

Gcam = Fсon ∙ gv ∙ hicircn ∙ β

unde

Fcon ndash suprafaţa constructivă a camerei m2

Fcon=B∙L

gv ndash indicele de icircncărcătură pentru 1 m3 din volumul de icircncărcătură a camerei tm3

hicircn ndash icircnălţimea stivei cu icircncărcătură m pentru camerele cu răcitoare de aer sus-

pendate se poate accepta hicircn=H-(1hellip12m)

β- randamentul de utilizare a suprafeţei constructive a camerei depinde de suprafaţa

camerei

Fcon=12∙24=288(m2)

Gcam = 288∙ 035 ∙ 5 ∙ 075=378(t)

3 Calculul grosimii izolaţiei pereţilor

Grosimea izolaţiei termice (m) se determină din formula

unde iz ndash coeficientul de conductivitate termică a materialului termoizolator

W(mK)

ko ndash coeficientul recomandat de transfer de căldură W(m2K)

ex ndash coeficientul de convecţie termică din partea exterioară a peretelui

W(m2K)

in ndash coeficientul de convecţie termică din partea interioară a peretelui

W(m2K)

2PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

i ndash grosimea stratului i a peretelui m

i ndash coeficientul de conductivitate termică a stratului i a peretelui W(mK)

n ndash numărul de straturi cu excepţia stratului termoizolator

Perete exterior

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi cea megieşă

δiz=0 deoarece temperature icircn camera frigorifică şi cea megieşă este aceeaşi -18degC

Tavan

δiz=005

Podea

δiz=005

3PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Calculăm coeficientul de transfer de căldură prin perete

4PROIECT DE AN

Coridor

Camera

frigorifică

megieşă

В

L Camera frigorifică calculată

Platf

orm

a au

to

Instalaţia frigorifică

frigorifică

А A

А-А

Н

Fig 1 Schema de calcul a camerei frigorifice

A

Secţia de maşini

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Perete exterior

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

kr=

Pentru tavan

kr=

Pentru podea

kr=

5PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

1 INTRODUCERE

Icircn industria alimentară se folosesc pe larg diferite instalaţii frigorifice pentru

păstrarea diferitor produse alimentare

2 Calculul capacităţii camerei frigorifice

Capacitatea camerei de păstrare a icircncărcăturii icircn tone se determină din formula

Gcam = Fсon ∙ gv ∙ hicircn ∙ β

unde

Fcon ndash suprafaţa constructivă a camerei m2

Fcon=B∙L

gv ndash indicele de icircncărcătură pentru 1 m3 din volumul de icircncărcătură a camerei tm3

hicircn ndash icircnălţimea stivei cu icircncărcătură m pentru camerele cu răcitoare de aer sus-

pendate se poate accepta hicircn=H-(1hellip12m)

β- randamentul de utilizare a suprafeţei constructive a camerei depinde de suprafaţa

camerei

Fcon=12∙24=288(m2)

Gcam = 288∙ 035 ∙ 5 ∙ 075=378(t)

3 Calculul grosimii izolaţiei pereţilor

Grosimea izolaţiei termice (m) se determină din formula

unde iz ndash coeficientul de conductivitate termică a materialului termoizolator

W(mK)

ko ndash coeficientul recomandat de transfer de căldură W(m2K)

ex ndash coeficientul de convecţie termică din partea exterioară a peretelui

W(m2K)

in ndash coeficientul de convecţie termică din partea interioară a peretelui

W(m2K)

2PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

i ndash grosimea stratului i a peretelui m

i ndash coeficientul de conductivitate termică a stratului i a peretelui W(mK)

n ndash numărul de straturi cu excepţia stratului termoizolator

Perete exterior

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi cea megieşă

δiz=0 deoarece temperature icircn camera frigorifică şi cea megieşă este aceeaşi -18degC

Tavan

δiz=005

Podea

δiz=005

3PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Calculăm coeficientul de transfer de căldură prin perete

4PROIECT DE AN

Coridor

Camera

frigorifică

megieşă

В

L Camera frigorifică calculată

Platf

orm

a au

to

Instalaţia frigorifică

frigorifică

А A

А-А

Н

Fig 1 Schema de calcul a camerei frigorifice

A

Secţia de maşini

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Perete exterior

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

kr=

Pentru tavan

kr=

Pentru podea

kr=

5PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

i ndash grosimea stratului i a peretelui m

i ndash coeficientul de conductivitate termică a stratului i a peretelui W(mK)

n ndash numărul de straturi cu excepţia stratului termoizolator

Perete exterior

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

δiz=005

Perete dintre camera frigorifică şi cea megieşă

δiz=0 deoarece temperature icircn camera frigorifică şi cea megieşă este aceeaşi -18degC

Tavan

δiz=005

Podea

δiz=005

3PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Calculăm coeficientul de transfer de căldură prin perete

4PROIECT DE AN

Coridor

Camera

frigorifică

megieşă

В

L Camera frigorifică calculată

Platf

orm

a au

to

Instalaţia frigorifică

frigorifică

А A

А-А

Н

Fig 1 Schema de calcul a camerei frigorifice

A

Secţia de maşini

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Perete exterior

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

kr=

Pentru tavan

kr=

Pentru podea

kr=

5PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Calculăm coeficientul de transfer de căldură prin perete

4PROIECT DE AN

Coridor

Camera

frigorifică

megieşă

В

L Camera frigorifică calculată

Platf

orm

a au

to

Instalaţia frigorifică

frigorifică

А A

А-А

Н

Fig 1 Schema de calcul a camerei frigorifice

A

Secţia de maşini

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Perete exterior

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

kr=

Pentru tavan

kr=

Pentru podea

kr=

5PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Perete exterior

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

kr=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

kr=

Pentru tavan

kr=

Pentru podea

kr=

5PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

4 Calculul fluxurilor de căldură icircn camera frigorifică şi deter-

minarea sarcinii termice asupra utilajului din cameră şi maşinii

frigorifice

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii

frigorifice sunt luate icircn consideraţie următoarele fluxuri de căldură

Q1 ndash prin pereţii camerei din mediul ambiant

Q2 ndash de la tratarea termică a produselor

Q3 ndash de la ventilarea camerei

Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

Q5 ndash de la respiraţia fructelor şi legumelor

Modul de calcul a acestor fluxuri este descris mai jos

41 Fluxul de căldură prin pereţii icircncăperii din mediul ambiant ndash Q1 W

Q1=Q1T+Q1S

unde Q1T ndash fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi ale

peretelui

Q1S ndash fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către

suprafaţa exterioară a pereţilorLa racircndul său

Q1T=kFt= kF(tex-tcam)

Q1S=kFtS

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei W(m2K)

F ndash suprafaţa peretelui dat a camerei m2

tex ndash temperatura de calcul a aerului exterior oC

tcam ndash temperatura aerului din cameră oC

6PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

tS ndash surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară oC

Perete exterior

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi coridor

Q1T=

Q1S=

Q1=

Perete dintre camera frigorifică şi camera de maşini

Q1T=

Q1S=

Q1=

Podea

Q1T=

7PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q1S=

Q1=

Tavan

Q1T=

Q1S=

Q1=

Q1tot

42 Fluxul de căldură Q2 ndash de la tratarea termică W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină din formula

2 2 2pr amQ Q Q

unde Q2pr ndash consumul de frig pentru tratarea termică a produselor W

Q2am ndash consumul de frig pentru răcirea ambalajului W

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2pr (W) se determină din for-

mula

unde Gpr ndash cantitatea de produse primite timp de o zi td

i1i2 ndash entalpia produsului respectiv icircnainte şi după tratarea termică kJkg

8PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Q2pr

Dacă produsul este tratat termic icircn ambalaj sau se află icircn containere trebuie să luăm

icircn consideraţie şi consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) ndash

Q2am W

unde Gam ndash masa ambalajului primit in 24 ore

cam ndash capacitatea termică specifică a ambalajului kJ(kgmiddotK)

Δtam ndash diferenţa dintre temperaturile ambalajului pacircnă şi după tratarea termică oC

Q2am=0W deoarece produsul nu este ambalat

Q2=

43 Fluxul de căldură Q3 ndash de la ventilarea icircncăperii W

Q3=Vconstracam(iex-icam)864

unde Vconstr ndash volumul constructiv al icircncăperii ventilate m3

a ndash multiplicitatea schimbării aerului din icircncăpere timp de 24 ore se acceptă

a = 3hellip4 d-1

cam ndash densitatea aerului din camera frigorifică

Q3=0W deoarece ventilarea icircncăperii se face numai la produse de origine vegetală

dar conform sarcinii noi avem carcase de porc

44 Fluxul de căldură Q4 ndash de la diferite surse la exploatarea camerei

a) de la iluminarea electrică W

9PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde Nsi ndash puterea surselor de iluminare W

ndash norma de iluminare Wm2

F ndash suprafaţa icircncăperii m2

=2372=1656W

b) de la motoarele electrice (dacă motoarele electrice se află icircn icircncăpere)

W

unde ΣNme ndash puterea motoarelor electrice W Petru condiţiile proiectului se

recomandă ΣNme=2hellip4 kW

=2000W

c) de la oamenii ce lucrează icircn icircncăpere W

Q4III=3502=700W

unde n ndash numărul de oamenii ce lucrează icircn icircncăpere (se recomandă n=2)

a) prin uşile camerelor W

Q4IV=4272=3024W

unde ndash fluxul specific de căldură prim uşi raportat la 1 m2 al camerei Wm2

F ndash suprafaţa camerei m2

Q4=1656+2000+700+3024=3168W

45 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor ndash Q5 W

10PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde ndash căldura specifică de respiraţie respectiv la refrigerare şi păstrare

Wkg

Q5=0

5 Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi

asupra compresorului

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din

formula

Qut=189207+394976+0+3168+0=900983W

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din

formula

Qcm=189207+394976+053168=742583W

Cunoscacircnd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică

necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula

Q0=

unde Qo ndash puterea frigorifică necesară a compresoarelor din secţia de maşini W

Qo cm ndash sarcina compresorului din calculul fluxurilor de căldură W

ndash coeficientul de pierderi la transportarea frigului pentru sistemul cu răcire

directă = 105hellip107

11PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

b ndash coeficientul timpului de lucru b=075hellip09

6 Determinarea regimului de lucru al instalaţiei frigorifice

Temperatura de vaporizare to se determină din relaţia

to=tcamndash(5hellip10) oC=-18-5=-23degC

unde tcam ndash temperatura aerului din camera frigorifică oC

Temperatura de condensare tcd pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din

relaţia

tcd=ta2+(8hellip12) oC=25+15=40degC

unde ta2ndash temperatura aerului la ieşire din condensator ta2=ta1+ta

ta1 ndash temperatura aerului la intrare icircn condensator se acceptă egală cu

temperatura de calcul a aerului pentru vară icircn localitatea dată

ta=(4hellip6) oC ndash icircncălzirea aerului icircn condensator

Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni

tas=-23+20= -3degC

12PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Fig 2 Construirea ciclului maşinii frigorifice cu o treaptă icircn diagrama ln P-i

Cunoscacircnd entalpia i4 determinăm temperatura agentului lichid la intrarea icircn ven-

tilul de laminare

Dacă icircn maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ

temperatura agentului frigorific la intrarea icircn ventilul de laminare se determină din

relaţia

t4=40-1=39degC

După selectarea regimului de lucru icircn diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se

construieşte ciclul maşinii frigorifice iar coordonatele punctelor de reper se intro-

duc icircn tabel

Tabelul 1Parametrii punctelor de reper ale ciclului maşinii frigorifice

ParametrulPunctul

1 2 3 4 5 6

Presiunea MPa

Temperatura oC

Entalpia kJkg

Volumul specific m3kg

23

-23

409

012

16

40

465

16

40

250

16

39

237

23

-23

237

23

-23

396

7 Calculul termic al maşinii frigorifice cu o treaptă şi se-

lectarea compresoarelor (maşinii frigorifice)

Icircn calcul determinăm următorii parametri

1) Puterea frigorifica specifica masică kJkg

qo=i6-i5=396-237=159 kJkg

13PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

2) Lucrul mecanic specific de comprimare kJkg

l=i2-i1=465-409=56 kJkg

3) Puterea frigorifică specifică volumică kJm3

qv=qov1=159012=1325 kJm3

4) Sarcina termică specifică a condensatorului kJkg

- icircn cazul utilizării schimbătorului de căldură

qc=i2-i3=465-250=215 kJkg

5) Debitul masic de agent frigorific kgs

M=Qoqo=1011159=0063 kgs

unde Qo ndash puterea frigorifică a compresorului kW

6) Debitul volumic de agent aspirat icircn compresor ms

V=Mv1=0063012=000756 ms

7) Volumul cursei pistonului m3s

Vh=V=000756075=001 m3s

unde - coeficientul de debit Valoarea lui poate fi determinată din fig 4

cunoscacircnd raportul presiunilor de condensare şi vaporizare PcPo

Fig 3 Valoarea coeficientului de debit icircn funcţie de raportul presiunilor PcPo

14PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

8 Calculul puterii frigorifice a compresorului pentru condiţiile

regimului standard Qo st

unde Qo luc ndash puterea frigorifică a compresorului pentru condiţiile de lucru

λluc ndash coeficientul de debit pentru condiţiile de lucru

qv luc ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

de lucru

λst ndash coeficientul de debit pentru condiţiile standard

qv st ndash puterea frigorifică specifică volumică a compresorului pentru condiţiile

standard

Condiţiile standard sunt to = -15 oC tc = +30 oC

tas=t0+20=-15+20=5degC

qo=i6-i5=396-219=177 kJkg

qvst=q0V1=177013=13615 kJm3

Q0st=Q0luc

Din catalogul firmelor producătoare am ales compresorul modelul 4TCS-122(Y) cu

Qo=11400W

9 calculul şi selectarea răcitorului de aer

Determinăm aria suprafeţei schimbătoare de căldură a răcitorului de aer

15PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

unde k ndash coeficientul de transfer de căldură a răcitorului de aer acceptăm k=(13hellip

17)W(m2K)

Δt ndash diferenţa dintre temperaturile din camera frigorifică şi de vaporizare

acceptăm Δt=(46) oC pentru camerele unde se păstrează ouă şi fructe

şi legume icircn stare proaspătă şi Δt=(710) oC pentru celelalte produse

Debitul de aer rece

unde ρaer ndash densitatea aerului la ieşirea din răcitorul de aer valorile lui ρaer consti-

tuie la 0 oC ndash 1293 kgm3 la minus 10 oC ndash 1342 kgm3 la minus 20 oC ndash 1396 kgm3 şi la minus 30 oC ndash 1453 kgm3

Δi ndash diferenţa dintre entalpiile aerului la intrarea şi ieşirea din răcitorul de

aer in intervalul de umidităţi relative a aerului 80hellip100 constituie 2535 kJ

kg

Din catalogul firmelor producătoare am ales răcitorul de aer modelul LH 14444

EC-82 cu Qo=12410W

16PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data 17

PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN

Pag

ModCoala

Nr DocumentSemnăt Data

Bibliografie

1 Niculiţă P Icircndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria ali-

mentară Bucureşti Editura Ceres 1991

2 Niculiţă P Tehnica şi tehnologia frigului icircn domenii agroalimentare

Bucureşti Editura didactică şi pedagogică 1998

3 Явнель БК Курсовое и дипломное проектирование холодильных

установок и систем кондиционирования воздуха ndash М ВО Агропромиздат

1989

4 СНиП 21102-87 Холодильникиndash М Стройиздат 2000

5 Проектирование холодильных сооружений Справочник ndash М

Пищевая промышленность 1978

6 Курылев ЕС Оносовский ВВ Румянцев ЮД Холодильные

установки ndash С-Петербург Политехника 2004

7 Чумак ИГ Никульшина ДГ Холодильные установки

Проектирование ndash Киев Вища школа 1988

8 wwwholodilshchikru

9 wwwbitzersu

10 wwwecopelandcom

11 wwwostrovru

18PROIECT DE AN