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
Recommended