Instalație frigorifică cu comprimare mecanică de vapori pentru deservirea unui depozit de carne amplasat la Galati. DATE DE PROIECTARE Proiectul se… [308070]

TEMA DE PROIECT:

Instalație frigorifică cu comprimare mecanică de vapori pentru deservirea unui depozit de carne amplasat la Galati.

DATE DE PROIECTARE

Proiectul se va întocmi plecând de la următoarele date:

instalația frigorifică trebuie să asigure congelarea unei cantități de 12t carne de porc în 24 de ore și menținerea în stare congelată a 270t carne de porc;

se dispune de aer ca agent de răcire la condensator;

se dispune de agent frigorific.

CONȚINUTUL PROIECTULUI

Utilizarea frigului artificial în procesele de congelare și depozitarea congelatelor.

Dimensionarea și amplasarea spațiului frigorific.

Stabilirea necesarului de frig.

Calculul și alegerea instalației frigorifice.

Calculul și alegerea aparatelor.

Calculul și alegerea aparatelor auxiliare.

Partea grafică: schema detaliată a instalației frigorifice proiectată

CUPRINS

BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………………..4

LISTA NOTAȚIILOR …………………………………………………… 5

CAPITOLUL 1. UTILIZAREA FRIGULUI ARTIFICIAL ÎN PROCESELE DE CONGELARE………………………………………………………………………………..7

1.1 Noțiuni introductive…………………………………………………………………………7

CAPITOLUL 2. DIMENSIONAREA ȘI AMPLASAREA SPAȚIILOR FRIGORIFICE…………………………………………………………………………………….10

2.1. Amplasarea spațiilor frigorifice……………………………………………………….12

2.2. Calculul izolațiilor frigorifice………………………………………………………….14

2.2.1. Considerații generale…………………………………………………………………..14

2.2.2 Stabilirea condițiilor externe de calcul……………………………………………15

2.2.3. Calculul grosimii izolațiilor frigorifice…………………………………………..16

2.2.4. Verificarea la condensarea a vaporilor pe suprafața caldă a peretelui..21

CAPITOLUL 3. CALCULUL NECESARULUI DE FRIG PENTRU SPAȚIILE FRIGORIFICE……………………………………………………………………24

3.1. Necesarul de frig ΣQ1……………………………………………………………………… 25

3.2. Necesarul de frig ΣQ2…………………………………………………………………….28

3.3. Necesarul de frig ΣQ3…………………………………………………………………….28

3.4. Necesarul de frig ΣQ4…………………………………………………………………….29

CAPITOLUL 4. CALCULUL ȘI ALEGEREA INSTALAȚIEI FRIGORIFICE……………………………………………………………………………………31

4.1. [anonimizat]……………………………………………..31

4.2. Calculul variantelor de instalații frigorifice compatibile cu datele de proiectare……………………………………………………………………………………………33

4.3. [anonimizat] o laminare și răcire intermediară incompletă……………………………………………………………36

4.4. [anonimizat] o laminare , cu schimbator regenerativ și răcire intermediară incompletă………………………….41

CAPITOLUL 5. ALEGEREA APARATELOR……………………………………….50

5.1. Alegerea vaporizatoarelor frigorifice………………………………………………..50

5.2. Alegerea ventilelor de laminare……………………………………………………….54

5.3. Alegerea compresoarelor………………………………………………………………..57

5.4. Alegerea condensatorului frigorific………………………………………………….62

5.5. Calculul Buteliei de Răcire Intermediară…………………………………………..65

5.6. Rezervorul de lichid……………………………………………………………………….68

5.7. Schimbator intern de căldură…………………………………………………………..70

5.7. Schimbator intern de căldură…………………………………………………………..70

CAPITOLUL 6. ALEGEREA COMPONENTELOR INSTALAȚIEI DE UNGERE……………………………………………………………………………………………71

6.1. Filtrele de ulei……………………………………………………………………………….73

6.2. Regulatorul de nivel de ulei…………………………………………………………….73

6.3. Rezervorul de ulei………………………………………………………………………….75

6.4. Separatorul de ulei…………………………………………………………………………77

6.5. Controlul capacitiv al compresoarelor cu piston………………………………..78

Anexe…………………………………………………………………………………………………79

BIBLIOGRAFIE

[1] PORNEALĂ, S., DINACHE, P., GHEORGHIU, C. s.a. Tehnologia utilizării frigului artificial, vol. I, Univ. Galați, 1986.

[2] STAS 6648/2-82 Instalații de ventilare și climatizare – parametrii climatici exteriori"

[3] PORNEALĂ, S., PORNEALĂ, D. Instalații frigorifice și climatizări

în industria alimentară, Editura Alma, Galați, 1997.

[4] S. PORNEALĂ, C. PORNEALĂ Procese în instalații frigorifice și pompe de căldură. Ed. Fundației Universitare „Dunărea de Jos", Galați, 2004.

[5] V. RADCENCO, S. PORNEALĂ, A. DOBROVICESCU Procese în instalații frigorifice. Ed. Didactică și Pedagogică, București, 1983

[6] *** BITZER software 6.8.7

[7] *** ECO Scelte selection software 3R7

[8] *** COOL SELECTOR DANFOSS selection sowftware

[9] *** ESK SCHULTZER CATALOG

[10] IOSIFESCU C-TIN, IOSIFESCU C. Calculul și construcția instalațiilor frigorifice, Editura Bren , București, 2003.

[11] DAMIAN V., VASILESCU C. – Congelarea criogenică a produselor din carne

LISTA NOTAȚIILOR

Simboluri generale:

A – secțiune de curgere [m2], amplitudinea oscilației de temperatură [grd]

BRI – butelie de răcire intermediară

C – capacitate termică [W/K] sau coeficient de siguranță

d – diametru [m]

S – suprafață de schimb de căldură

H – înălțime [m]

i – entalpie specifică [kJ/kg]

k – coeficient global de transfer de căldură [W/m2K] sau raportul dimensiunilor secțiunii frontale a aparatului

L – lungime [m]

– debit masic [kg/s]

p – presiune [bar]

P – putere [W]

q – densitate de flux termic [W/m2]

Q – energie/cantitate de caldura [kJ]

R – rezistența termică [m2K/W]

t – temperatura [0C]

v – volum specific [m3/kg]

– debit volumic [m3/s]

VL – ventil de laminare

w – viteza [m/s]

x – conținut de umiditate [kg/kg]

Simboluri grecești:

– coeficient de convecție [W/m2K]

– umiditate relativă [%]

– grosime [m]

– diferență

– flux termic [W]

– conductivitatea termică [W/mK]

τ – timp, durata [h]

ε – eficiență frigorifică

η – randament

Simboluri pentru indici:

0 – vaporizare

1 – fluid cald

2 – fluid rece

ag – agent

e – ieșire

i – intrare

ech – echivalent

L – aer

k – condensare

S – suprafață

CAPITOLUL 1. UTILIZAREA FRIGULUI ARTIFICIAL ÎN PROCESELE DE CONGELARE

1.1 Noțiuni introductive

Congelarea este procesul de răcire a produselor alimentare până la temperaturi mult mai coborâte decât punctul de solidificare a apei conținută în produse. În aceste condiții se pot asigura durate de conservare de 5…50 ori mai lungi față de refrigerare.

Faza maximă de cristalizare a apei se desfășoară între -1 ÷ -5°C funcție de natura produsului. În acest interval se produce solidificarea a 60…75% din apa conținută de produse. Congelarea trebuie astfel dirijată încât cristalizarea să se desfășoare cât mai repede. Subrăcirea produselor congelate se continuă până la temperaturi finale aflate în intervalul -18…-25°C, la care solidifică 90…95% din apa conținută în produse. În aceste condiții, temperatura mediului de răcire trebuie să fie de -30…-35°C, iar temperatura de vaporizare a agentului frigorific trebuie să fie de -40…-45°C.

Pe durata congelării temperatura este diferită în interiorul produselor, cea mai ridicată temperatură menținându-se în centrul termic al acestora. Procesul de congelare se poate considera încheiat dacă temperatura în centrul termic este cu cel mult 3…5°C mai ridicată decât a mediului în care urmează să se realizeze depozitarea.

Congelarea se poate realiza în mai multe moduri:

– în curent de aer rece (în strat fix sau fluidizat);

– prin contact cu suprafețe metalice reci;

– prin contact direct cu agenți intermediari;

– prin contact direct cu agenți criogenici.

Aparatele de congelare pot avea funcționare continuă sau discontinuă (în șarje).

Sistemele cu funcționare continuă prezintă trei faze: încărcarea, congelarea și descărcarea.

Congelarea în curent de aer rece în mod discontinuu este cel mai răspândit procedeu de congelare, fiind utilizat pentru o gamă largă de produse. Răcitoarele de aer montate în spații izolate sunt echipate cu ventilatoare axiale. Temperatura aerului variază în limitele -25…-40°C. Temperaturi mai scăzute nu sunt economice.

O importanță deosebită în tehnologia de congelare, cu efecte hotărâtoare asupra calității produselor, o are viteza de congelare. Ea reprezintă viteza cu care avansează frontul de cristalizare a apei în produs. Timpul de congelare corespunde cu durata în care frontul de congelare înaintează de la suprafața corpului în tot volumul produsului.

Există două tipuri de aparate pentru congelare cu funcționare discontinuă:

– celule de congelare;

– tunele de congelare.

Celulele de congelare sunt camere frigorifice de dimensiuni reduse, complet izolate termic, destinate produselor de dimensiuni reduse, de regulă preambalate, așezate în tăvi, pe rastele mobile.

Tunelele de congelare sunt spații frigorifice izolate termic pe toate fețele delimitatoare având lungimea mult mai mare decât lățimea. Aerul are temperaturi de -25…-40°C, iar viteza de minimum 1,5m/s fără produse. Sunt folosite la congelarea rapidă a carcaselor de carne, a păsărilor preambalate și a altor produse. Produsele supuse congelării sunt suspendate pe linii aeriene (ex. carcasele de carne) sau sunt așezate în cutii pe rastele montate pe cărucioare.

Durata unui ciclu de funcționare variază de la 2 ore pentru produse mărunte preambalate la 12…18 ore pentru semicarcasele de carne si 24-40 ore pentru păsările preambalate în cutii de carton.

Amenajarea interioară a tunelului este determinată de sistemul de circulație adoptat pentru curentul de aer rece care se poate deplasa în spațiul de congelare longitudinal, transversal vertical sau mixt. Indiferent de aceasta, trebuie create spații de recirculare a aerului în interiorul cărora sunt montate răcitoarele și ventilatoarele pentru vehicularea forțată a aerului.

CAPITOLUL 2. DIMENSIONAREA ȘI AMPLASAREA SPAȚIILOR FRIGORIFICE

Capacitatea de depozitare a unui spațiu frigorific, parametru principal în proiectare, depinde de natura și dimensiunile produsului, suprafața camerei, înălțimea de stivuire. Deosebit de important este modul de amplasare a camerelor de depozitare, precum și a spațiilor anexe, în vederea asigurării unui flux continuu de producție și livrare. În vederea reducerii la minim a puterilor frigorifice, camerele de depozitare vor fi astfel amplasate încât diferența de temperatură între acestea să fie minimă. Capacitatea camerelor de depozitare se calculează în funcție de cantitățile maxime de mărfuri vehiculate, în condițiile de maximă eficiență a operațiunilor de distribuție a mărfurilor.

Suprafața utilă necesară a spațiilor de depozitare se determină împărțind cantitatea de produse care trebuie păstrate, la încărcarea specifică [kg/m2] stabilită prin normative și care diferă de la un produs la altul.

Suprafața construită a spațiului de depozitare, este cu 20…40% mai mare decât suprafața utilă, deoarece se ține seama de faptul că există stâlpi pentru susținerea clădirii, culoare și spații libere între produse și pereți, necesare circulației aerului.

Pentru dimensionarea tunelelor de refrigerare și de congelare se va ține seama de funcționarea acestora în șarje, iar suprafețele se vor calcula în funcție de cantitatea de produse răcite într-o șarjă. Trebuie cunoscută și luată în considerare durata de prelucrare, care depinde de natura produselor.

Se cunosc următoarele date de proiectare:

– cantitatea de carne de porc congelată mTC = 12t/24h;

– cantitatea de carne de porc depozitată în stare congelată mDC = 300t;

– gradul de asigurare 90%.

Pentru dimensionarea tunelelor de congelare se va ține seama de funcționarea lor în șarje și trebuie cunoscută și luată în calcule durata de prelucrare. Se recomandă durata de congelare pentru carne de porc τc = 20 ore.

Se consideră norma de încărcare N = 200 [kg/m2 util], [1];

În cazul depozitelor de congelate unde produsele rămân o perioadă mare de timp se justifică stivuirea produselor pe înălțime mare. Norma volumică de încărcare pentru porc congelat se consideră 450 kg/m3 [1]. Folosind stivuirea mecanizată pe o înălțime de 3m rezultă norma de încărcare:

NDC = 3 · 450 = 1350 kg/m2 util

Suprafețele utile ale camerelor frigorifice se calculează astfel:

– pentru tunelul de congelare:

m2 (1.1)

– pentru depozitul de congelate:

m2 (1.2)

Suprafața construită a tunelelor de congelare și a camerelor de depozitare se calculează astfel:

– pentru tunelul de congelare:

m2 (1.3)

– pentru depozitul de congelate:

m2 (1.4)

β – coeficient de adaos care ia în considerație suprafețele necesare spațiilor dintre produse, dintre produse și pereți, existența stâlpilor de susținere și a culoarelor pentru circulația stivuitoarelor în depozite, β = 1,4;

m – cantitatea de încărcare [t];

N – norma de încărcare [t].

2.1. Amplasarea spațiilor frigorifice

Modul în care sunt amplasate spațiile de depozitare și de prelucrare prin frig, precum și spațiile anexe, este deosebit de important pentru proiectarea frigoriferului.

Diferențele de temperatură dintre spațiile frigorifice trebuie să fie minime, în vederea reducerii necesarului de frig, respectiv pentru diminuarea puterii frigorifice a instalației de răcire aferente.

Dispunerea spațiilor răcite împreună cu culoarele necesare circulației produselor, se va realiza într-o formă cât mai apropiată de un pătrat. Astfel pătrunderile de căldură dinspre exterior spre spațiile răcite vor fi minime.

Secțiile de prelucrare prin frig a produselor, se vor amplasa având în vedere câteva aspecte particulare:

– existența unor trasee cât mai scurte pentru transportul produselor și cu cât mai puține intersecții;

– reducerea gradată a temperaturii dinspre exterior spre centru;

– amplasarea spațiilor cu temperaturile cele mai scăzute, spre latura de nord, sau în centrul frigoriferului;

– amplasarea spațiilor cu temperaturile cele mai ridicate (de exemplu sala mașinilor, birourile sau vestiarele) se va realiza spre latura de sud.

Legendă:

– perete de beton ce comunică cu exteriorul

– perete termoizolant

Cap. 2.2. CALCULUL IZOLAȚIILOR FRIGORIFICE

2.2.1. Considerații generale

Regimul de funcționare al spațiilor frigorifice, caracterizat prin valori coborâte ale temperaturilor, prin variația rapidă a acestora și prin umiditatea mare a aerului încăperilor, impune pentru izolațiile termice ale pereților, planșeelor și pardoselilor condiții deosebite. Pereții spațiilor frigorifice despart două medii cu temperaturi diferite. Fluxul de căldură ce pătrunde din exterior în camere care trebuie preluat de instalația frigorifică este direct proporțional cu diferența de temperatură dintre cele două fețe ale peretelui și cu coeficientul global de transmitere a căldurii (fig. 1). Izolarea se execută la spațiile răcite atât la pereți cât și la tavan și podea și are ca rol împiedicarea apariției condensului pe suprafața caldă a pereților incintelor frigorifice.

Fig. 2. Variația de temperatură prin peretele termoizolant

2.2.2 Stabilirea condițiilor externe de calcul

Temperatura exterioară consideră pentru luna cea mai călduroasă a anului, respectiv iulie conform STAS 6648/2-82. Frigoriferul va fi amplasat în județul Constanța, pentru care:

– temperatura medie zilnică tem = 24,8oC;

– amplitudinea oscilației de temperatură Az = 4oC;

– conținutul de umiditate xc = 12,65g/kg.

Temperatura de calcul a aerului extern este:

te = tem + 1 · Az = 24,8 + 4 = 28,8oC

Din diagrama i-x rezultă umiditatea relativă a aerului exterior: φex = 51%.

Se calculează consumul zilnic de frig pe întreg frigoriferul și pentru fiecare încăpere în parte, luându-se în considerare cele mai nefavorabile condiții de lucru:

– temperatura aerului exterior pentru luna cea mai caldă a anului;

– încărcarea maximă și simultană a camerelor de refrigerare, de congelare și de depozitare;

– camerele vecine celei căreia i se face calculul necesarului de frig sunt goale și au temperatura apropiată de ce de pe culoar.

Aceste calcule determină necesarul de frig pe categorii de consumatori, grupați după temperatura cerută și permit stabilirea puterilor frigorifice în vederea proiectării instalației.

2.2.3. Calculul grosimii izolațiilor frigorifice

Grosimea stratului de material termoizolant cu care sunt prevăzute spațiile frigorifice, influențează:

– cheltuielile cu materialul izolator, respectiv cu manopera de montare a acestuia;

– cheltuielile pentru producerea frigului necesar în vederea compensării pătrunderilor de căldură.

Cele două tipuri de cheltuieli, variază în sensuri contrare odată cu grosimea materialului termoizolator, deci întotdeauna poate fi găsit un optim în ceea ce privește cheltuielile totale. Aceste cheltuieli globale prezintă un minim în situația optimă.

În practică se pot utiliza două metode pentru calculul grosimii izolațiilor:

– prin adoptarea densității de flux termic;

– prin adoptarea coeficientului global de transfer termic.

Vom folosi metoda adoptării coeficientului global de transfer termic.

Grosimea izolațiilor prin adoptarea coeficientului global de transfer termic se obține din relația de definiție a coeficientului global de transfer termic:

(2.1)

unde:

k – coeficientul global de transfer termic [W/m2K];

αi,e – coeficienții de convecție pe partea din interior/exterior a izolației [W/m2];

– suma rezistențelor termice ale tuturor straturilor din care este realizat peretele [m2/W];

δiz – grosimea stratului de izolație termică [m];

λiz – conductivitatea termică a materialului izolator [W/mK].

Pentru pereți exteriori se pot recomanda următoarele valori ale coeficientului global de transfer termic k[W/m2K], în funcție de temperatura interioară și de zona geografică în care este amplasat spațiul răcit.

Tabelul 2.1. Coeficientul global de transfer termic pentru pereți exteriori

Pentru pereți interiori care se învecinează cu vestibule sau coridoare, se pot recomanda următoarele valori pentru coeficientul global de transfer termic k[W/m2K], în funcție de temperatura interioară din spațiul frigorific:

Tabelul 2.2. Coeficientul global de transfer termic pentru pereți interiori

Pentru calcule rapide se pot adopta valorile coeficientului global de transfer termic k[W/m2K], în funcție de diferențele de temperatură ∆t = te-ti pe cele două fețe ale pereților izolați termic, indiferent de tipul acestora, astfel:

Tabelul 2.3 Valori pentru coeficientul global de transfer termic funcție de Δt

Pentru izolarea pereților camerelor se vor folosi panouri tip sandwich.

Rolul panourilor plastifiate este de a preîntâmpina pătrunderea vaporilor în interiorul izolației eliminând necesitatea barierei de vapori. Panourile folosesc metoda de îmbinare nut-feder reducându-se astfel transferul de căldură cu mediul extern.

Deoarece avem un singur depozit și un singur tunel de congelare vom adopta coeficienții de transfer de căldură, de convecție și rezistențele termice pentru pereți exteriori.

Pentru peretele ce desparte tunelul de congelare de depozitul de congelare

k = 0,46 W/m2K.

Din catalogul de produse se alege λpoliuretan = 0,023 [W/mK] .

Pentru coeficienții de convecție, literatura de specialitate recomandă valorile din tabelul 2.4., funcție de tipul elementului izolat și amplasarea sa.

Tabelul 2.4. Coeficienți de convecție funcție de tipul elementului izolat și amplasarea sa

Tabel 2.5 Calculul grosimii izolațiilor

2.2.4. Verificarea la condensarea vaporilor pe suprafața caldă a peretelui

În formula de calcul a grosimii izolației nu s-a ținut seama de posibilitatea apariției condensului pe suprafața caldă a peretelui. Depunerea umidității din aer pe suprafața unui corp este posibilă atunci când, venind în contact cu suprafața corpului, temperatura aerului atinge temperatura punctului de rouă. Izolația termică a spațiilor frigorifice constituie un mijloc pentru înlăturarea acestui proces. În cazul de față se va determina grosimea izolației astfel ca suprafața exterioară a peretelui să aibă o temperatură superioară temperaturii punctului de rouă. Se consideră temperatura feței interioare a peretelui egală cu temperatura aerului răcit.

Vom folosi relația q = k · (te – ti) = αe · (te – te`) , (2.2)

unde te` reprezintă temperatura pe suprafața exterioară a peretelui. Pentru ca să nu se producă condensarea vaporilor de apă din aerul umed pe suprafața caldă a peretelui trebuie ca temperatura te` să fie mai mare decât temperatura punctului de rouă al aerului exterior (tr). Rezultă:

kr < k* (2.3)

unde:

(2.4)

unde m poate avea următoarele valori[1]:

m = 1 pentru pereți cu masivitate mare;

m = 1,1 pentru pereți cu grosime medie;

m = 1,2 pentru pereți subțiri.

Adopt m = 1,2.

Umiditatea relativă a aerului s-a considerat, φ = 70% pe coridoare și spațiile frigorifice considerate că nu funcționează, [1].

Coeficientul global de schimb de căldură kr s-a determinat după alegerea grosimii izolației termice (tabelul 2.5).

Se calculează, pentru fiecare suprafață de transfer termic ce delimitează spațiul frigorific, diferența de temperatura de calcul Δtc în funcție de Δtmax = tex – ti:

Δtmax TC = 58,8 grd;

Δtmax DC = 48,8 grd;

Δtc = A · Δtmax . (2.5)

unde:

– pentru pereți exteriori și plafoane care sunt în același timp și acoperiș;

– pentru pereți interiori, plafoane și pardoseli ce separă spațiul frigorific de unul nefrigorific care comunică cu exteriorul;

– pentru pereți interiori, plafoane și pardoseli ce separă spațiul frigorific de unul nefrigorific care nu comunică direct cu exteriorul;

– pentru pereți interiori, plafoane și pardoseli ce separă două spații frigorifice similare.

Tabel 2.6. Verificarea la condensare pe suprafața caldă a pereților

Comparând ultimele două coloane din tabelul 2.6 observăm că kr < k*, deci nu există pericolul apariției condensului pe suprafața caldă a pereților.

Pentru prevenirea înghețului solului se utilizează două rezistențe termice de 30-50 W/m2 conectate în paralel, una de lucru și una de siguranță în cazul în care prima se defectează.

CAPITOLUL 3. CALCULUL NECESARULUI DE FRIG PENTRU SPAȚIILE FRIGORIFICE

Pentru calculele termice sunt necesare următoarele date:

– planul spațiilor frigorifice;

– dimensiunile camerelor;

– temperaturile necesare în fiecare cameră.

Se consideră:

– 30°C în tunelul de congelare;

– 20°C în depozitul de congelate.

orientarea frigoriferului după punctele cardinale;

– condiții climatice în lunile cele mai călduroase pentru zona geografică respectivă.

Consumul de frig se calculează pentru 24 ore cu relația:

[kJ/24h] (3.1)

Caracteristicile acestor sarcini termice constau în următoarele:

– valorile și nu sunt constante în timp, ele depind de temperatura aerului exterior, fiind maxime în luna cea mai călduroasă a anului la ora 16;

– valoarea depinde de condițiile de exploatare, fiind maximă în momentul în care camerele frigorifice se încarcă sau se descarcă;

– , și prezintă valori maxime în lunile cele mai călduroase;

– instalațiile frigorifice trebuie dimensionate pentru condițiile cele mai defavorabile, cum ar fi simultaneitatea valorilor maxime.

3.1. Necesarul de frig

– necesarul de frig pentru acoperirea pătrunderilor de căldură prin convecție, conducție și radiație din mediul înconjurător prin pereți, pardoseli și tavane;

Se determină pentru fiecare spațiu în parte cu relația:

[k.J/24h] (3.2)

unde:

F – reprezintă suprafața pereților, a pardoselei și a plafonului corespunzător fiecărui spațiu frigorific în parte în m2. Ca suprafață de transfer se va considera suprafața exterioară a perimetrului izolat termic;

k – reprezintă coeficientul global de transmitere a căldurii prin convecție, conducție și radiație prin pereți, plafon și pardoseală (toate izolate termic) în [W/(m2 · grd.)]. Valoarea coeficientului k a fost calculată în tabelul 2.5 (kr);

Δt – reprezintă diferența de temperaturi dintre temperatura exterioară suprafeței de transfer termic considerată și temperatura interioară spațiului frigorific.

În general nu se cunosc temperaturile camerelor învecinate, a sasurilor sau a culoarelor, ele fiind aproximate folosind relația (3.4).

– s-a considerat +1°C, sub stratul de beton de egalizare pentru tunelul de congelare și depozitul de congelate;

Diferența de temperatură ΔtR se ia în considerație numai la pereții exteriori și la plafoane care sunt și acoperiș pentru clădire.

ΔtR = 0°C pentru pereți exteriori orientați spre N;

ΔtR = (5… 10)°C pentru pereți exteriori orientați spre E, V, S-E, S-V;

ΔtR = 15 C pentru pereți exteriori orientați spre S;

ΔtR = (15… 18)°C pentru plafoane care sunt și acoperiș (terasă).

Calculul valorilor mărimii se recomandă a se efectua tabelar conform tabelului 3.1.

Valoarea mărimii la aparate se obține prin însumarea fluxurilor termice prin toate cele 6 suprafețe delimitatoare.

La stabilirea valorii mărimii pentru compresoare se consideră doar unul dintre fluxurile termice prin suprafețele ce separă spațiile frigorifice vecine. Pentru aparatele de răcire din spațiile frigorifice se consideră situația cea mai grea pentru fiecare spațiu în parte, respectiv că spațiile vecine nu sunt răcite.

În tabelul 3.2 se prezintă rezultatele calculului de necesar de frig pentru acoperirea pătrunderilor de căldură, atât pentru compresoare cât și pentru aparate, pentru fiecare spațiu răcit.

Tabelul 3.1. Calculul componentei ΣQ1

Tabelul 3.2 Valorile componentei ΣQ1

3.2. Necesarul de frig ΣQ2

– necesarul de frig tehnologic pentru procesele de răcire, refrigerare și congelare;

Q2c = mTC · [(ii – if)+25 · Δm] · 24/τc [kJ/24h] (3.3)

unde:

mTC – cantitatea de produse introduse în tunelul de congelare, în kg;

ii, if – entalpiile specifice corespunzătoare temperaturii inițiale a produsului cald (35oC), respectiv temperaturii finale a produsului congelat

(-18oC), ii = 339,9 [kJ/kg]; if = 4,6 [kJ/kg], [1];

Δm – pierderile prin deshidratare a produselor, Δm = (1,4…2,1)%, [1] alegem Δm = 1,7%;

kJ/24h] Datorită regimului tranzitoriu, componenta Q2 se va înmulți cu un coeficient de neuniformitate a sarcinii frigorifice, C = 1,5.

kJ/24h

Pentru depozitele de congelate ΣQ2 = 0 kJ/24h.

3.3. Necesarul de frig ΣQ3

În funcție de natura produselor din spațiul frigorific, este necesar uneori să se realizeze ventilarea spațiului, prin asigurarea unui anumit număr de schimburi ale aerului din incintă în 24h. Ca exemplu, întotdeauna va fi necesară ventilarea, prin introducere de aer proaspăt, în spațiile de păstrare pentru legume, fructe și ouă refrigerate. Aceste produse vii, respiră în timpul păstrării și necesită în consecință ventilarea spațiilor de păstrare.

Spațiile de congelare nu se ventilează =>ΣQ3=0.

3.4. Necesarul de frig ΣQ4

– necesarul de frig rezultând din condițiile de exploatare, acoperirea căldurii provenite din iluminat, din funcționarea motoarelor, căldura provenită de la persoanele care manipulează produsele, căldura datorată deschiderii ușilor.

Q4 frigul consumat pentru acoperirea pierderilor de căldură din timpul exploatării, datorat deschiderii ușilor, a corpurilor de iluminat, a motoarelor electrice, a oamenilor.

Q4 = (0,1…0,4) · Q1 [kJ/24h] alegem Q4 = 0,1 · Q1 (3.4)

În acest caz relația se aplică separat pentru ΣQ4a la aparate și ΣQ4c la compresoare.

Stabilirea necesarului de frig Qnec și a sarcinii frigorifice a instalației se face pe baza calculelor termice prezentate în tabelul centralizator 3.3.

Stabilirea sarcinii frigorifice a instalației se face astfel:

– tunel de congelare cu temperatura interioară ti = -30oC și temperatura de vaporizare t0 = -40oC:

Q4a = 0,1 · Q1aTC = 0,1 · 234564,56 = 23456,4 kJ/24h

Q4c = 0,1 · Q1cTC = 0,1 · 205121,6 = 20512,1 kJ/24h

– depozit de congelate cu temperatura interioară ti = -20oC și temperatura de vaporizare t0 = -30oC

Q4a = 0,1 · Q1cDC = 0,1 · 557631,62 = 55763,1 kJ/24h

Q4c = 0,1 · Q1cDC = 0,1 · 529094,57 = 52909,4 kJ/24h

Tabelul 3.3 Centralizarea rezultatelor

Stabilirea puterii frigorifice:

[kW]

Se majorează cu 5% la răcirea directă pentru a lua în considerare și pătrunderile de căldură pe traseul de conducte și la vaporizator.

τc – durata de funcționare a compresoarelor în ore.

Pentru tunelul de congelare:

kW

kW

Pentru depozitul de congelate:

kW

kW

Rezultatele puterilor frigorifice se centralizează în tabelul 3.4

Tabelul 3.4 Puterile frigorifice

CAPITOLUL 4. CALCULUL ȘI ALEGEREA INSTALAȚIEI FRIGORIFICE

4.1. Agenți frigorifici, noțiuni introductive

O mare parte dintre agenții frigorifici, în special cei de substituție, reprezintă amestecuri ale unor alți agenti HFC (hidrofluorocarburi), considerați agenți frigorifici de substituție definitivă, care nu conțin deloc în moleculă atomi de Cl, spre deosebire de CFC (clorofluorocarburi) care conțin Cl foarte instabili în moleculă și HCFC (hidroclorofluorocarburi), agenți frigorifici denumiți de tranziție, care conțin în moleculă și hidrogen, datorită căruia Cl este mult mai stabil și nu se descompune atât de ușor sub acțiunea radiațiilor ultraviolete.

Refrigerantul R407A este o alternativă pentru R404A cu-n GWP scăzut în sistemele de răcire și în continuare pentru modernizarea sistemelor de refrigerare existente. Este un amestec de R32, R125 și R134a și este legat de R407C, dar are o presiune care se potrivește mai bine cu R22. Cu discuția recent lansată pentru a reduce GWP pe agențul frigorific R407A ar putea fi, de asemenea, o alternativă ca înlocuirea R404A / R507. GWP-ul la R407A este cu 1800 mai mic ca pentru R404A care este 3900. R407A este o alternativă în ambele aplicații la temperaturi joase și medii în sistemele de refrigerare. Este neinflamabil și are o toxicitate redusă.

Performanțele și proprietățile se potrivesc îndeaproape cu cele ale agenților frigorifici utilizați până în prezent R404A și R22, având cu eficiență energetică de 5-10% mai mare decât R404A.

4.2. Calculul variantelor de instalații frigorifice compatibile cu datele de proiectare

Pentru efectuarea acestui calcul (IF cu două nivele diferite de temperatură scăzută) trebuie considerată mai întâi temperatura de condensare a agentului frigorific.

Utilizând agentul frigorific R407A se vor considera tkm si t0m ca fiind temperaturile medii de condensare și vaporizare, acesta având o temperatura de alunecare de 5K.

Se calculează temperatura medie de condensare:

tkm = tex + Δtk, [1]

Δtk – diferența de temperatură la condensare pentru răcire cu aer ,

Δtk = (10 ÷ 15)oC, aleg Δtk = 11,2oC

tkm = 28,8 + 11,2 = 40oC,

pentru care din tabelul cu proprietăți termodinamice ale agentului frigorific 407A presiunea de condensare pk = 17,6 bar.

Temperaturile medii de vaporizare se calculează cu relația:

t0m = tr – Δtr

Δtr – diferența de temperatură la vaporizare, pentru răcirea aerului, Δtr = (10÷15)oC, aleg Δtr = 10oC

t01 = –30 – 10 = –40oC; t02 = –20 + 10 = –30oC

Stabilirea condițiilor interioare de lucru:

temperatura de condensare tkmed = 40oC

presiunea de condensare pk = 17,6 bar

temperaturile de vaporizare t01med = –40oC, t02med, = –30oC

presiunile de vaporizare corespunzătoare temperaturilor de vaporizare se citesc din tabelul cu proprietăți termodinamice ale freonului R407A: p01 = 1,084 bar, p02 = 1,721 bar

puterile frigorifice Φ01 = 110 kW, Φ02 = 9 kW

presiunea intermediară pi determinată de condițiile exterioare de lucru pentru un randament maxim, și se calculează astfel:

bar

bar

pentru pi rezultă temperatura intermediară ti = –1oC din tabelul cu proprietăți termodinamice ale refrigerantului R407A la saturație.

Calculul rapoartelor de comprimare:

Având în vedere rapoartele de comprimare rezultate, este necesară folosirea unei instalații frigorifice cu două trepte de comprimare.

Pentru realizarea puterii frigorifice necesare adopt următoarele variante de instalații frigorifice:

Instalație frigorifică în două trepte de comprimare, cu o laminare, și răcire intermediară incompletă.

Instalație frigorifică în două trepte de comprimare, cu o laminare, cu schimbator de căldură regenerativ și răcire intermediară incompletă.

4.3. Studiul instalației frigorifice în două trepte de comprimare, cu o laminare și răcire intermediară incompletă

Fig. 4.1 Schema instalației

Fig. 4.2 Reprezentarea ciclului instalației în diagrama lg p-i

2 – 3 comprimare în compresorul C1

5 – 6 comprimare în compresorul C2

6 – 7 răcirea în BRI

8 – 9 comprimarea în compresorul C3

9 – 11 condensarea vaporilor

11 – 12 laminarea în VL3

11 – 14 subrăcirea în serpentina BRI

14 – 15 laminarea în VL2

14 – 16 laminarea în VL3

Se consideră răcirea agentului în serpentină până la o temperatură apropiată de temperatura intermediară t14 = ti + 4 = –1 + 4 = 3oC [2]

Parametrii de stare în punctele caracteristice sunt prezentați în tabelul 4.2, fiind citiți din diagrama lg p-i specifică refrigerantului 407A.

Tabelul 4.1 Parametrii de stare ai freonului R407A în punctele din diagramă

Calculul mărimilor specifice:

Puterea frigorifică specifică a vaporizatorului pentru tunelul de congelare:

q01 = i2 – i16 = 387,9 – 204,2 = 183,7 kJ/kg

Puterea frigorifică specifică a vaporizatorului pentru depozitul de congelate:

q02 = i5 – i15 = 394 – 204,2 = 189,8 kJ/kg

Lucrul mecanic specific de comprimare al compresoarelor de joasă presiune:

lc1 = i3 – i2 = 424,7 – 387,9 = 36,8 kJ/kg

lc2 = i6 – i5 = 420 – 394 = 26 kJ/kg

Lucrul mecanic specific de comprimare al compresorului de înaltă presiune:

lc3 = i9 – i8 = 438 – 407,9 = 30,1 kJ/kg

Sarcina termică specifică a condensatorului:

qK = i9 – i11 = 438 – 256,2 = 181,8 kJ/kg

Sarcina termică specifică a serpentinei:

qS = i11 – i14 = 256,2 – 204,2 = 52 kJ/kg

Datorită condițiilor impuse nu este necesară folosirea răcitoarelor intermediare sau a subrăcitoarelor deoarece răcirea în condensator se face până pe curba de lichid saturat, iar subrăcirea lichidului se realizează în butelia de răcire intermediară în serpentină pe baza unui debit auxiliar de agent laminat până la .

Calculul debitelor masice de agent frigorific pentru treapta de joasă presiune:

kg/s = 2152,8 kg/h

kg/s = 169,2 kg/h

Calculul debitelor masice de agent frigorific pentru treapta de înaltă presiune:

kg/s = 2322 kg/h

Din ecuația de bilanț energetic pe BRI se determină debitul masic :

= 0,94 [kg/s] = 3384 [kg/h]

kg/s = 1062 kg/h

Calculul debitelor volumice teoretice aspirate de compresoare:

m3/h

m3/h

m3/h

Calculul puterii termice a condensatorului:

ΦK = m5 · qK = 0,94 · 181,8 = 170,89 kW

Calculul puterilor compresoarelor din treapta de joasă presiune:

kW

kW

Calculul puterilor compresoarelor din treapta de înaltă presiune:

kW

Verificarea ecuației de bilanț energetic pe întreaga instalație:

Φ01 + Φ02 + Φ03 + P1 + P2 + P3 = ΦK

Φ01 + Φ02 + Φ03 + P1 + P2 + P3 = 110 + 9 + 22 + 1,44 + 24,45=

= 170,89 kW

ΦK = 170,89 kW

Calculul randamentului exergetic al instalației instalației frigorifice în două trepte de comprimare, cu o laminare și răcire intermediară incompletă:

unde:

reprezentand Randamentul ciclului Carnot.

Tex = 28,8 K (temperatura aerului extern)

Tr1 = -30 K (temperatura mediului răcit)

Tr2 = -40 K (temperatura mediului răcit)

Fig. 4.3 Reprezentarea ciclului instalației pe diagrama lg p-i

4.4. Instalație frigorifică în două trepte de comprimare, cu o laminare , cu schimbator regenerativ și răcire intermediară incompletă

Fig. 4.4 Schema instalației frigorifice

Fig. 4.5 Reprezentarea ciclului instalației în diagrama lg p-i

1 – 2 comprimare în compresorul C1

3 – 5 comprimare în compresorul C2

5 – 6 condensarea vaporilor

6 – 7 răcirea lichidului în schimbătorul regenerativ

7 – 8 laminarea lichidului în BRI

9 – 10 laminarea în VL2

9 – 13 laminarea în VL3

10 – 11 vaporizarea lichidului

13 – 14 vaporizarea lichidului

Parametrii de stare în punctele caracteristice sunt prezentați în tabelul 4.2., fiind citiți din diagrama lg p-i specifică freonului 407A.

Tabelul 4.2. Parametrii de stare ai refrigerantului R407A în punctele din diagramă

Se impun:

Pentru schimbătorul regenerativ : t15 = 0 oC

Pentru BRI : t9 = t8’ + 4 oC = 3 oC

Ecuația de bilanț aferentă schimbatorului regenerativ privind aflarea entalpiei stării 7:

i15 – i4 = i6 – i7

i7 = i6 – ( i15 – i4)

i7 = 223,1 kJ/kg

Calculul mărimilor specifice:

Puterea frigorifică specifică a vaporizatorului pentru tunelul de congelare:

q01 = i14 – i13 = 380,1 – 203 = 177,1 kJ/kg

Puterea frigorifică specifică a vaporizatorului pentru depozitul de congelate:

q02 = i11 – i10 = 385 – 203 = 182 kJ/kg

Lucrul mecanic specific de comprimare al compresoarelor de joasă presiune:

lc1 = i2 – i1 = 438 – 393 = 45 kJ/kg

Lucrul mecanic specific de comprimare al compresoarelor de înaltă presiune:

lc2 = i5 – i3 = 433 – 410 = 23 kJ/kg

Sarcina termică specifică a condensatorului:

qK = i5 – i6 = 450 – 255 = 195 kJ/kg

Sarcina termică specifică a buteliei de răcire intermediară:

qBRI = i6 – i9 = 255 – 203 = 52 kJ/kg

Sarcina termică specifică a schimbatorului de caldură intern:

QSR = i6 – i7 = 255 – 223,1 = 31,9 kJ/kg

Calculul debitelor masice de agent frigorific pentru treapta de joasă presiune:

kg/s = 2232 kg/h

kg/s = 176,4 kg/h

= + = 0,669 kg/s

Calculul debitelor masice de agent frigorific pentru treapta de înaltă presiune:

kg/s = 2775,6 kg/h

Din ecuația de bilanț energetic pe BRI se determină debitul masic :

= 0,102 kg/s = 432 kg/h

Calculul debitelor volumice teoretice aspirate de compresoarele de joasă presiune:

m3/h

Calculul debitului volumic teoretic aspirat de compresorul de înaltă presiune:

m3/h

Calculul puterii frigorifice a condensatorului:

kW

Puterea frigorifică a buteliei de răcire intermediară:

kW

Calculul puterii frigorifice a schimbătorului intern de caldură :

kW

Calculul puterilor compresoarelor din treapta de joasă presiune:

kW

Calculul puterii compresorului din treapta de înaltă presiune:

kW

Verificarea ecuației de bilanț energetic pe întreaga instalație:

Φ01 + Φ02 + P1 + P2 = ΦK

Φ01 + Φ02 + P1 + P2 = 110 + 9 + 30,1 + 17,73 == 166,8 kW

ΦK = 166,8 kW

Calculul randamentului exergetic al instalației frigorifice în două trepte de comprimare, cu o laminare, cu schimbator de caldură regenerativ și răcire intermediară incompletă.

unde:

reprezentând Randamentul ciclului Carnot.

Tex = 28,8 K (temperatura aerului extern)

Tr1 = -30 K (temperatura mediului răcit)

Tr2 = -40 K (temperatura mediului răcit)

Fig. 4.6 Reprezentarea ciclului instalației pe diagrama lg p-i

Tabel 4.3 comparativ între cele două instalații studiate:

În urma comparării celor două instalatii in tabelul 4.3 rezultă că randamentul exergetic al instalației frigorifice în două trepte de comprimare, cu o laminare, schimbatorul de căldură regenerativ și răcire intermediară incompletă este mai mare.

CAPITOLUL 5. ALEGEREA APARATELOR

5.1. Alegerea vaporizatoarelor frigorifice

Vaporizatoarele sunt schimbătoare de căldură în interiorul cărora circulă agentul frigorific ce se vaporizează preluând căldură de la agentul ce trebuie răcit.

Se vor folosi vaporizatoarele tip suflantă cu dublu flux de aer. Acestea se montează pe tavan, în mijlocul camerei frigorifice și aspiră aerul cald cu ajutorul ventilatoarelor de la partea inferioară și îl refulează peste bateriile de răcire, trimițându-l în cameră.

Se cunosc :

Φ01 = 110 kW

Φ02 = 9 kW

temperaturile de vaporizare t01med = –40oC, t02med, = –30oC

Alegerea vaporizatoarelor s-a efectuat cu ajutorul unui program specializat oferit de firma ECO.

Fig. 5.1.1 Principiul funcționării vaporizatorului suflantă dublu flux

Fig. 5.1. 2Alegerea vaporizatoarelor pentru tunelul de congelare

Aleg două vaporizatoare ECO IDE 54A1078 cu următoarele specificații tehnice:

Capacitatea frigorifică : 55.88 kW

Temperatura aerului : -30oC

Temperatura de vaporizare : -39,9oC

Rezervă de putere : 1,6 %

Debit de aer : 66600 m3/h

Diametrul conductei de aspirație: 35 mm

Diametrul conductei de refulare: 70 mm

Număr ventilatoare x diametru : 4 x 560mm

Putere electrică consumată : 3,2 kW

Putere electrică consumată rezistențe electrice : 32,2 kW

Fig. 5.1.3 Alegerea vaporizatoarelor pentru depozitul de congelare

Aleg un vaporizator ECO IDE 1910 cu următoarele specificații tehnice:

Capacitatea frigorifică : 11,54 kW

Temperatura aerului : -20oC

Temperatura de vaporizare : -30oC

Rezervă de putere : 15,4 %

Debit de aer : 9400 m3/h

Diametrul conductei de aspirație: 22 mm

Diametrul conductei de refulare: 42 mm

Număr ventilatoare x diametru : 2 x 450mm

Putere electrică consumată : 0,86 kW

Putere electrică consumată rezistențe electrice : 8,6kW

5.2. Alegerea ventilelor de laminare

Se vor folosi ventile de laminare termostatice cu egalizare externă (în varianta cu egalizare internă, presiunea după duză este folosită pentru controlul injecției. Căderea de presiune din vaporizator nu este luată în considerare, față de varianta cu egalizare externă, presiunea din zona montării bulbului este folosită pentru controlul injecției si căderea de presiune din vaporizator este luată în considerare) de la firma DANFOSS.

Ventilele de laminare se aleg funcție de: tipul de agent frigorific, puterea frigorifică, căderea de presiune în ventil și temperatura de vaporizare. Fiecare vaporizator tip suflantă va fi echipat cu câte un ventil de laminare. Ventilele de laminare de capacitate mare (> 8.6 kW / – 10 ) sunt formate din 3 părți:

elementul termostatic;

orificiul de laminare;

corpul ventilului.

Se va ține seama și de mărimea conexiunilor dintre ventil și vaporizatoare.

Domeniul de lucru al ventilelor, conform prezentei aplicații, este "B" adică – 60 ÷ -25oC pentru vaporizatoare și "N" adică – 40 ÷ +10oC pentru BRI.

Element

termostatic

Corp

Fig. 5.2.1 Ventil de laminare capacitate mare

Puterile frigorifice ale suflantelor:

tunelul de congelare: 01 = 2 buc. x 55,88 kW

depozitele de congelate: 02 = 1 buc. x 10 Kw

Căderea de presiune în ventile:

tunelul de congelare: p01 = pi – p02 = 4,96 – 1,083 = 3,876 bar

depozitele de congelate: p02 = pi – p02 = 4,96 – 1,721 = 3,239 bar

Pentru tunelul de congelare rezultă:

element termostatic: TES 55

orificiu de laminare: nr 9

corp în linie intrare/ieșire: TE20 22×35 mm

Fig. 5.2.2 Selecție ventil de laminare – tunel de congelare

Pentru depozitul de congelate rezultă:

element termostatic: TES 5

orificiu de laminare: nr 01

corp în linie / diametru intrare / diametru ieșire : TE5 / 1/2×7/8

Fig. 5.2.3 Selecție ventil de laminare –depozit de congelare

5.3. Alegerea compresoarelor

Debitul volumic real aspirat de compresoare se calculează cu relația Va = V/λ, [1]

unde: – coeficient de debit total

c – factor de calcul; c = (1,0; 0,95; 0,90; 0,85; 0,80; 0,75), aleg c = 1

λ1 – coeficient de reducere a debitului datorită spațiului mort

λ3 – coeficient de încălzire

Pentru alegerea compresoarelor s-au folosit doua soft-uri specializat de la companiile FRASCOLD ‚BITZER.

Pentru compresoarele din treapta de joasă presiune se cunosc urmatoarele date de proiectare:

Φ01 = 110 kW

Φ02 = 9 kW

temperaturile de vaporizare t01med = –40oC, t02med, = –30oC

p01 = 1,084 bar, p02 = 1,721 bar

λ01 = (0,94 – 0,11) · 1 = 0,83

m3/h

Datele de calcul pentru compresoarele din treapta de joasă presiune sunt prezentate în fig. 5.2. S-au considerat 5 compresoare cu puterea frigorifică de 24 kW.

Fig. 5.3.1 Domeniul de funcționare a compresoarelor din treapta de joasă presiune

Fig. 5.3.2. Alegerea compresoarelor pentru treapta de joasă presiune

Aleg 5 compresoare semi-ermetice model W75-240Ycu următoarele specificații tehnice:

Fig. 5.3.3 Schema tehnica a compresorului

Puterea frigorifică: 24,05 kW

Debitul volumic: 121 [m3/h]

Număr cilindri/alezaj/cursă: 4x82x55 mm

Tensiunea de alimentare: 380-420V, 50Hz

Diametrul conductei de aspirație: 79 mm

Diametrul conductei de refulare: 49mm

Control capacitiv: 100-66-33%

Ulei: BSE32

Echipat cu sensor de temperatură pe refulare

Echipat cu rezistență carter

Pentru compresoarele din treapta de înaltă presiune se cunosc urmatoarele date de proiectare:

bar

ti = t0 = –1oC

m3/h

Datele de calcul pentru treapta de înaltă presiune sunt prezentate în fig. 5.4.

Puterea frigorifică pentru treapta de înaltă presiune este:

kW

S-au considerat 3 compresoare cu puterea frigorifică de 44,2 kW.

S-au considerat 3 compresoare cu puterea frigorifică de 44,2 kW.

Fig. 5.3.4 Domeniul de funcționare a compresoarelor pentru treapta de înaltă presiune

Fig. 5.3.5 Alegerea compresoarelor pentru treapta de înaltă presiune

Aleg 3 compresoare semi-ermetice model 4PES-12Y-40P cu următoarele specificații tehnice:

Puterea frigorifică: 46,9 kW

Debitul volumic: 48,5 m3/h

Număr cilindri/alezaj/cursă: 4x65x42 mm

Tensiunea de alimentare: 380-420V, 50Hz

Diametrul conductei de aspirație: 35 mm

Diametrul conductei de refulare: 28 mm

Ulei: BSE32

Echipat cu sensor de temperatură pe refulare

Echipat cu rezistență carter

Control capacitiv: 100-50%

Calculul aparatelor

frigorifice

Condensator răcit cu aer

4.1. Funcționare. Particularități constructive

4.2. Mărimi de intrare

1. Date de proiectare

2. Mărimi inițiale adoptate

4.3. Calculul aparatului

Schema aparatului

Calculul termic

Calculul constructiv

4.1.Funcționare. Particularități constructive

Condensatorul este unul dintre cele mai importante schimbătoare de căldură dintr-o instalatie frigorifică. În acesta are loc transferul termic de la vaporii de agent frigorific supraîncălziți, la agentul termic de răcire, care in cazul de față este aerul, care curge forțat peste serpentinele condensatorului. Vaporii de agent frigorific sunt refulați de către compresor în distribuitorul de vapori de unde sunt conduși prin serpentinele plane nervurate ale condensatorului. în urma transferului termic se produce condensarea agentului frigorific în interiorul țevilor, iar condensul se scurge gravitational acumulându-se intr-un colector inferior de lichid care unește toate secțiile la baza inferioară.

Condensatoare răcite cu aer pot funcționa în condiții de circulație fie naturală, fie forțată a aerului.

Până nu demult condensatoarele răcite cu aer (CRA) se foloseau în special la frigidere și în instalațiile utilajelor comerciale frigorifice de mică putere. în instalațiile frigorifice de puteri medii și mari, de obicei se foloseau condensatoare răcite cu apa.

În prezent tot mai mult se simte insuficiența apei dulci, necesare pentru industrie și populație. Din întreaga cantitate de apă extrasă, 70% se utilizează în industrie și din ea 30% se folosește pentru răcirea utilajelor. întrebuințarea aerului drept mediu de răcire a condensatoarelor permite micșorarea consumului de apă deficitară și eliberarea unor resurse suplimentare pentru alimentarea populației. Condensatoarele răcite cu aer au și alte avantaje: micșorarea impurificării râurilor și a acumulărilor de apă uzată, lipsa instalațiilor pentru răcirea apei, micșorarea impurificării suprafeței de schimb de căldură, ș.a.. în legătură cu aceasta se fac cercetări pentru introducerea răcirii cu aer a condensatoarelor instalațiilor frigorifice de puteri medii și mari. Dar în acest caz apare problema înlăturării dezavantajului principal: nivelul mare al zgomotului, produs de ventilatoarele puternice; alte dezavantaje sunt suprafețe extinse de transfer de căldură de partea aerului datorită coeficienților de convecție mici, precum și pierderea căldurii Фk care ar putea fi utilizată în PC.

Condensatoare cu circulație naturală a aerului

Condensatoarele frigiderelor funcționează în convecție naturală a aerului și se realizează în mai multe tipuri constructive.

Primul tip – condensator panou – este format dintr-o tablă pe care se lipește o serpentină din țeavă de cupru Ф 5×1 mm. Țeava se poate fixa în tablă și cu ajutorul unor canale elastice, verticale, între care se prevăd un fel de jaluzele fixe pentru intansificarea schimbului de căldură prin convecție naturală

Al doilea tip – condensator laminat și sudat din foi de aluminiu cu grosimea de 1,5 mm, în care se formează, prin presarea uleiului, canale sub formă de serpentină.

Al treilea tip – serpentină din țeava Ф 4,8…6,5 mm cu nervuri din sârmă orizontală sau verticală cu Ф 1,2…2,5 mm. Pasul țevilor: 40.. 60 mm pas nervura 6…9 mm. Coeficientul de nervurare β = 3… 10. Orientarea țevilor nu are influență asupra lui k = αe = 9… 12 W/m2K.

Pentru condensatoarele frigiderelor cu absorbție se utilizează țevi cu -nervuri individuate de forma dreptunghiulară.

Aspectul exterior al condensatorului de tip panou este arătat în Figura 4.1. Coeficientul global de schimb de căldură al frigiderelor este destul de redus (k = 5,8…7 W/m2 grd)

Figura 4.1. Condensator răcit cu aer cu circulație libera.

Figura 4.2. Condensator răcit cu aer de putere mica 1. Carcasa; 2. Serpentina plana; 3. Distributor agent frigorific; 4. Colector agent frigorific lichid;

Condensatoare cu circulație fortată a aerului

Condensatoarele cu circulație forțată a aerului pentru instalații frigorifice mici sunt constitute din serpentine plane nervurate, suflate cu aer de către ventilatoare. Aceste aparate (Figura 4.2.) se asamblează din țevi drepte sau în formă de U, legate între ele prin coturi. Condensatorul poate fi asamblat din 2…6 (8) secții, care sunt legate in paralel prin colectoare. Țevile, de obicei, sunt din oțel sau din cupru, iar nervurile din oțel sau aluminiu. Contactul nervurii cu țeava de cupru se asigură prin umflarea cu mijloace hidraulice sau mecanice. Contactul cu suprafața metalică din oțel se asigură prin zincarea la cald după asamblare sau prin presarea nervurilor cu guler.

Suprafața condensatoarelor tipizate pentru agregate mici este confecționată din țevi drepte 0 14 mm și nervuri din oțel cu grosimea de 0,5 mm; pasul țevilor 24 mm, pasul nervurilor 3,5 mm. Intrarea freonului în condensator se realizează prin colectorul superior.

Viteza aerului în secțiunea îngustată a unor asemenea condensatoare este de cca 2…5 m/s, cu valori mai mari pentru agregate de puteri mari.

Densitatea de flux termic qSe față de suprafața exterioară a condensatoarelor pentru diferite agregate este qSe = 180…350 W/m2.

Aerul este mult mai utilizat ca mediu de răcire în instalațile tehnologice din industria chimică.

La baza acestor aparate este țeava bimetalică, construită din țeavă interioară cu Ф 25×2 mm din oțel sau Cu, peste care se presează țeava exterioară Ф 38×8 din aluminiu.

Țeava exterioară este nervurată prin roluire. în acest caz se obține un grad de nervurare egal cu 9. Aceste țevi se mandrinează în plăci tubulare dreptunghiulare. Țevile se dispun în placa tubulară după triunghiuri echilaterale cu pasul de 56 mm.

S-au construit trei tipuri de CRA cu această configurație:

Aparate din primul tip sunt de debit mic cu lungimea țevilor de 1,5 și 3 m, corespunzător cu unul sau două ventilatoare cu diametrul 800 mm. Folosirea unu număr diferit de rânduri în secțiune (4, 6, 8) permite alegerea destul de rațională a suprafeței necesare și a secțiunii de curgere prin spațiul tubular. Aceste aparate au suprafața exterioară de 12…630 m2. Aparatele se fabrică în două variante: cu jaluzele și fără.

Aparatele de la al doilea tip – orizontale – sunt asemănătoare cu primul tip, dar dimensiuni mai mari. În aparat se utilizează țevi cu lungimea de 4 și 8 m; suprafața exterioară este de 300…3550 m2.

Al treilea tip – cu așezarea secțiilor în zig-zag; se deosebește de primele două tipuri prin dispunerea țevilor față de ventilator. în secții se utilizează țevi cu lungimi L = 6 m. Secțiile se așează câte șase la un ventilator.

Condensatoarele răcite cu aer sunt utilizate preponderent în instalațiile de puteri frigorifice mici, dar și in instalații industriale de puteri mari, amplasate în zone cu surse de apă insuficiente sau atunci când se dorește economisirea acesteia.

Acest aparat se asamblează din țevi drepte legate prin coturi și poate fi realizat din 2 până la 8 secții legate în paralel pe circuitul de agent frigorific și spălate în serie de către aer. Țevile sunt cel mai adesea confecționate din cupru cu lamele din aluminiu. Contactul lamelei cu țeava se poate realiza prin mărirea diametrului interior al țevii. Pentru aceasta se poate utiliza un procedeu hidraulic, folosind ulei sub presiune, care determină creșterea diametrului interior al țevii, ceea ce asigura un bun contact intre lamele și țeava; sau un procedeu mecanic realizat prin împingerea forțată prin țevi a unei bile sau a unui trunchi de con având diametrul cu 0,5 mm mai mare decât al țevii.

Viteza aerului în secțiunea îngustată este de (2…5) m/s. Densitatea de flux termic are valoarea qse= 180…350 W/m2. Serpentinele sunt încadrate într-o ramă care constituie canalul de curgere al aerului circulat de ventilator. Față de sensul de curgere al aerului, țevile din fascicul se pot dispune in coridor sau decalat.

4.2.Mărimi de intrare

Din datele de proiectare ale instalației frigorifice se cunosc: agentul termic primar (agentul frigorific), debitul masic m-, de agent frigorific, agentul termic secundar (aerul), sarcina termică a aparatului Фk, temperatura de condensare tk si temperatura aerului la intrarea in aparat tL1.

În general, încălzirea aerului intr-un astfel de aparat este ΔtL = (4 – 6)°C, iar diferența dintre temperatura de condensare a agentului frigorific (freon) si temperatura de intrare a agentului termic secundar (aer) este:

t – t = (8. ..20) [°C]

Se consideră temperatura de intrare a agentului termic secundar tL1 ca fiind temperatura medie a lunii celei mai calde pentru localitatea in care va funcționa instalația.

Date de proiectare

Agent frigorific R407A

Puterea termică de condensare Ф= 171 kW

Temperatura de condensare t= 42,3C

Temperatura aerului la intrarea în aparat tL1 = 33 C

Temperatura agentului la intrarea în aparat t = 64 C

Mărimi inițial adoptate

Încălzirea aerului în condensator = 5 C

Diferența minimă de temperatură la capătul cald = 4 C

Viteza aerului în condensator = 4 m/s

Material pentru țevile condensatorului Cu

Dimensiunile țevii de x = 14 x 1 mm

Dispunerea țevilor coridor

Pașii de așezare a țevilor s1=s2= 30 mm

Tip nervură lamelară

Material nervură Al

Grosimea nervurii = 0,5 mm

Pasul nervurii u = 4,5 mm

Rezistența termică a depunerilor (ag. Frig.) Ri = 0,2 x 10 mK/W

Raportul înălțime – lungime (k=H/B) k = 1/4

4.3. Calculul aparatului

Schema aparatului

Figura 4.3 Condensator răcit cu aer

Calculul termic

Ecuația de bilanț termic și transfer de căldură

, deci la t= 64 C i= 460,33 kJ/kg

, deci la t= 42,3 C i= 267,7 kJ/kg

Căldura latentă de condensare:

qk = i – i = 460,33 – 267,7 = 192,63 kJ/kg

Debitul masic de agent frigorific:

m = Фk / qk = 171 / 192,63 = 0,88 kg/s

Debitul masic al agentului de răcire:

mL = Ф k / cpL * ΔtL = 171 / 1,005*5 = 34,02 kg/s = 122507 kg/h

Debitul volumic al agentului de răcire:

VL = mL / ρL = 34,02 /1,227 = 27,72 kg/s = 99814,18 kg/h =77375

Pentru asigurarea acestui debit de aer se aleg patru ventilatoare, fiecare cu un debit volumic de 24953 m3/h. În aceste condiții se recalculează încălzirea aerului în condensator.

ΔtL = Фk / cpl ρl VL = 171 x 3600 /1,005 x 1,227 x99814,18 = 5,00 °C

unde:

ρl(t= 35,5°C) = 1,227 kg/m3 – densitatea aerului

t = t + Δtl/2 = 35,5°C – temperatura medie a aerului

a. Stabilirea regimului de temperaturi

Figura 4.4 Diagrama variației temperaturilor în lungul suprafeței de transfer termic

Temperatura aerului la ieșirea din secțiile aparatului schimbător de căldură:

tLe = tLj + ΔtL = 33 + 5 = 38 °C

Diferența medie logaritmică de temperatură este aceeași pentru curgerea în echicurent și contracurent și se determină cu următoarea relație in cazul schimbătoarelor de căldură în care unul sau ambii agenți își schimbă starea de agregare:

Temperatura medie a aerului:

t = t – Δtm = 42,3 – 6,48 = 35,82 °C

Temperatura medie a agentului frigorific este egală cu temperatura de condensare, care se consideră constantă pe toată durata procesului de condendare:

tm1 = tk = 42,3°C

3.2 Proprietățile termofizice ale fluidelor

Pentru cei doi agenți de lucru se vor determina proprietățile termofizice corespunzătoare temperaturii medii a fiecărui fluid (tk respectiv tL), adică: densitatea ρ, căldura specifică masică la presiune constantă cp, conductivitatea termică λ, viscozitatea dinamică η, viscozitatea cinematică v și criteriul Prandtl Pr = v/a, in care a reprezintă difuzivitatea termică.

Tabelul 4.1 Proprietățile termofizice ale agenților

3.3 Stabilirea regimului de curgere

Curgerea agenților de lucru are loc astfel:

agentul frigorific (amoniac sau freon): condensează în interiorul țevilor orizontale

aerul: are o curgere forțată peste un fascicul de țevi nervurate.

Pentru calcularea regimului de curgere și nu numai este necesară cunoașterea următoarelor mărimi:

țeava: material (pentru freoni se alege) Cu 99,5 %, cu diametrul exterior de, gosimea peretelui țevii δn precum și pașii de așezare ai țevilor s1 și s2, lucruri specificate la mărimile de intrare. Este necesară și cunoașterea a două proprietăți fizice: densitatea ρCu = 8960 kg/m3 și conductivitatea termică λCu= 212 W/mK.

lamela : material Al cu dimensiunile prezentate mai sus δn și u. De asemeni trebuiesc cunoscute, densitatea și conductivitatea termică: = 2705 kg/m3, λ,= 202 W/mK.

Figura 4.5 Dispunerea țevilor într-un fascicul

Pentru configurația prezentată a fasciculului de țevi se calculează diametrul echivalent al secțiunii transversale de curgere a aerului peste fasciculul de tevi:

d

unde:

A – secțiunea transversală de curgere a aerului dintre două țevi și două lamele succesive, [m2];

P – perimetrul udat de aer la trecere prin secțiunea A, [m].

Înlocuind valorile numerice ale mărimilor enumerate mai sus (care sunt cunoscute), ak devine o funcție de (tk – tp).

b) Calculul coeficientuluii de convecțle de partea aerului se calculează în funcție de fasciculul de țevi și de tipul nervurilor. Astfel pentru țevi dispuse în coridor și nervuri lamelare se folosește ecuația.

unde :

Relația lui Nusselt e valabilă numai în unele condiții și anume :

Re = 500 – 2500; u/de = 0,18 – 0,35; s/de = 2 – 5; Y = L/dech = 4 – 50.

Cu această relație se poate apoi calcula coeficientul de convecție :

Deoarece nu se cunoaște numărul de rânduri în lungul curentului de aer z, se va calcula un coeficient mediu pentru z = 2 – 6, după cum se observă în tabelul de mai jos :

c) Ceficientul de convecție echivalent de partea aerului se obține din următoarea relație:

unde :

S – suprafața nervurilor pentru un metro liniar de țeavă [m/m]

S – suprafața țevii între nervure pe țeava de bază [m/m]

S – suprafața exterioară totală [m/m]

S – suprafața interioară a țevii, pentru 1m liniar de țeavă [m/m]

S

S

S= Πd= 0,4396 m/m

Si = Πd= 0,03768 m/m

Coeficientul de nervurare :

Coeficientul de eficacitate a nervurii :

= 0,956

unde :

m – parametrul nervurii :

= 27,9 m

h’ – înălțimea echivalentă a nervurii :

13,36

Coeficientul ce ține seama de neuniformitatea transferului de căldură pe înălțimea nervurii:

5.4. Alegerea condensatorului frigorific

Condensatorul este un schimbător de căldură în interiorul căruia circulă agentul frigorific ce condensează cedând căldura agentului de răcire (aer). Alegerea condensatorului s-a efectuat cu ajutorul a unei programe specializate oferite de firma GUNTNER.

Pentru condensatorul frigorific se cunosc urmatoarele:

ΦK = 170,89 kW

Tk = 42,3 oC

Fig. 5.4. 1Alegerea condensatorului frigorific

Aleg un condensator GUNTNER GCHC RD 063.2/222-62 cu următoarele caracteristici:

Putere termică : 171 kW

Temperatura de condensare: 42,3oC

Debitul de aer : 65000 m3/h

Număr ventilatoare x diametru : 4 x 750mm

Putere electrică consumată : 9,83 kW

Diametrul conductei de aspirație: 2 X 42 mm

Diametrul conductei de refulare: 2 X 42 mm

Fig. 5.4.2 Fișă tehnică condensator frigorific

5.5. Calculul Buteliei de Răcire Intermediară

Viteza vaporilor w = 0,4 ÷ 0,5 m/s, adopt w = 0,5 m/s

Debitul volumic Qv = m3 · v8 = 0,102 · 0,0008 = 0,0000816 m3/s

Diametrul buteliei

m

Fig. 5.5.1 Selecție ventil de laminare – butelia de răcire intermediară

5.6. Rezervorul de lichid

Pentru alegerea rezervorului de lichid vom folosi diagrama Bitzer de unde rezultă volumul rezervorului de lichid. După acest volum se alege rezervorul de lichid.

Fig. 5.6.1 Diagrama Bitzer pentru alegerea rezervorului de lichid

Rezultă volumul rezervorului de lichid 300 dm3 care se înmulțește cu un factor de corecție corespunzător agentului pentru care va fi folosit. Deoarece în diagrama Bitzer nu există refrigerantul R407A, vom considera factorul de corecție 1,4 pentru refrigerantul R404A.

VRL = 300 · 1,4 = 420 dm3

Aleg un rezervor de lichid vertical BITZER FS 4752 cu capacitatea de 473 dm3.

Capacitatea maximă de agent frigorific: 457 kg

Racorduri:

Intrare: 100 mm

Ieșire: 76 mm

Numar vizoare lichid : 3

Manometru: 1/4" – 18 NPTF

Fig. 5.17. Dimensiunile rezervorului de lichid

5.7. Schimbator intern de căldură

Pentru schimbatorul intern de căldură se cunosc următoarele date de proiectare :

kW

Temperatură intrare vapori: -38,5

Temperatură ieșire vapori: 0

Temperatură intrare lichid: 35

Fig. 5.7.1 Selecția schimbatorului intern de căldură

CAPITOLUL 6

Automatizarea instalației frigorifice

5.1. Aspecte principale pivind automatizarea în tehnica frigului

Orice sistem frigorific, ca de altfel orice sistem tehnic în general, consumă o anumită cantitate de energie pentru a produce efectul util scontat. În cazul sistemelor frigorifice, efectul util este obținerea temperaturilor scăzute.

Eficiența cu care se obține efectul util într-un sistem frigorific este în funcție de cantitatea de energie consumată. Consumul energetic depinde la rândul său de cantitatea și calitatea de informații despre sistem și despre procesele care au loc in acestea, precum și de modul în care sunt prelucrate și folosite.

În condițiile creșterii prețurilor la energiile primare și a perspectivei epuizării acestora, unul dintre dezideratele majore puse în fața tehnicii este minimizarea consumurilor energetice. O exploatare normală a instalațiilor frigorifice conduce la o calitate deficitară tehnologiilor pe care le deservesc, la o funcționare necontrolată sau puțin controlată a instalațiilor, dar mai ales la consumuri neraționale, nejustificat de mari, de energie. Consumul de forță de muncă în exploatare este în aceste condiții, de asemenea, ridicat.

Din aceste motive automatizarea funcționării instalațiilor frigorifice și a elementelor componente ale acestora (schimbătoare de căldură, compresoare frigorifice,ventilatoare etc.) a devenit indinspensabilă.

5.1.1. Problema principală a automatizării instalațiilor frigorifice

Rolul instalațiilor frigorifice este de a extrage căldura de la obiectul supus răcirii (un corp, un mediu sau un spațiu ) și de a-i menține nivelul temperaturii atinse la sfârșitul procesului de răcire atât timp cât este necesar.

Scăderea și menținerea temperaturii obiectului răcit la valoarea prescrisă trebuie realizate independent de variația condițiilor exterioare instalațiilor frigorifice (variația temperaturii și a umidității relative a aerului din mediul ambiant, variația debitului și temperaturii apei de răcire în unele schimbătoare de căldură din instalație, variația temperaturii și debitului mediului răcit adică variația sarcinii de răcire ș.a.m.d.).

Unul dintre cei mai importanți factori exteriori a cărui variație determină modificarea condițiilor de funcționare a instalației frigorifice este sarcina de răcire.

Din punct de vedere al variației în timp a sarcinii de răcire există două mari categorii de procese:

procese în care sarcina de răcire este aproximativ constantă, cum este de exemplu cazul răcirii depozitelor frigorifice de produse deja răcite, a răcirii unor lichide în curgere a căror debit este constant, iar temperatura lichidului la intrarea în aparatul de răcire este constantă; a răcirii în flux continuu a unor produse.

procese în care sarcina de răcire variază de la o valoare maximă la începutul procesului de răcire până la o valoare minimă la sfârșitul procesului, cum este cazul tuturor proceselor de răcire in șarje a produselor.

În unele instalații frigorifice date, atât timp cât necesarul de frig este constant si egal cu cel nominal considerat la proiectarea instalației, iar celelalte condiții exterioare instalației frigorifice rămân neschimbate, instalația va funcționa în regim normal.

Regimul staționar nominal de funcționare este caracterizat printr-o anumită valoare a temperaturii mediului răcit și anumite valori ale condițiilor exterioare.

Acestui regim de funcționare îi corespunde o valoare maximă a indicatorului de performanță avut în vedere la proiectarea instalației.

În regim staționar de funcționare a instalației frigorifice, va exista în permanență egalitate între puterea frigorifică Ф0 și necesarul total de frig Ф:

Ф0 = Ф [kW]

Trebuie subliniat faptul că în regim staționar nominal de funcționare a instalației frigorifice, egalitatea de mai sus se realizează în condițiile în care temperatura mediului răcit este mentinută la valoarea prescrisă.

În realitate însă există, în cele mai multe cazuri, variații ale sarcinilor de răcire și/sau variații ale altor condiții exterioare instalației. Aceste variații determină modificarea condițiilor interne de funcționare a instalației frigorifice astfel încât regimul de funcționare a acesteia nu va mai fi cel nominal. în aceste condiții, în mod natural, puterea frigorifică a instalației va tinde să fie egală cu necesarul de frig.

Procesele care se produc în instalație și care conduc de la sine la acordarea puterii frigorifice cu necesarul de frig constituie autoehilibrarea instalației frigorifice.

Această autoechilibrare conduce la două efecte importante și anume: modificarea temperaturii mediului răcit și respectiv modificarea parametrilor de funcționare, a instalației în nnsamblul ei.

În cele mai multe procese tehnologice de răcire, ambele efecte ale autoechilibrării instalației sunt inacceptabile. într-adevăr, desfășurarea în bune condiții a proceselor de răcire necesită menținerea la o valoare costantă a temperaturii mediului de răcire sau menținerea ei intr-un interval relativ îngust de variație. Pe de altă parte, modificarea parametrilor de funcționare a instalației frigorifice de la valorile nominale conduce la funcționări neeconomicoase sau inacceptabile din punct de vedere tehnic, ale componentelor instalației sau ale instalației în ansamblul ei.

În concluzie, se poate afirma că prin autoechilibrare, instalația frigorifică își menține capacitatea de funcționare, la variații în limite largi ale necesarului de frig și/sau ale condițiilor exterioare, consecințele acestei autoechilibrări fiind însă aproape întotdeauna inacceptabile din punct de vedere economic,tehnic sau tehnologic.

Din cele de mai sus rezultă că problema principală a automatizării instalațiilor frigorifice este reglarea automată a temperaturii mediului răcit, această reglare facându-se in condiții de funcționare acceptabile din punct de vedere economic și tehnologic a instalației frigorifice. Modul concret de realizare a reglării automate a temperaturii mediului răcit este funcție de tipul instalației frigorifice, mărimea capacitații frigorifice, caracteristice procesului de răcire, modul de variație a sarcinii frigorifice etc.

5.1.2. Specificitatea automatizării instalațiilor frigorifice

Pe lângă problema principală – menținerea temperaturii mediului răcit la valoarea prescrisă – automatizarea instalațiilor frigorifice vizează obiective cum ar fi: realizarea parametrilor ciclului frigorific, asigurarea integriății și eficienței aparatelor componente ale instalației, asigurarea performanțelor energetice ale instalației, monitorizarea, diagnoza tehnică, optimizarea automată a instalației ș.a.m.d.

Concepția de ansamblu a instalației frigorifice și a automatizării acesteia se elaborează ținându-se seama de considerente tehnice și economice. Deoarece aceste considerente sunt din multe puncte de vedere contradictorii, proiectarea oricărei instalații frigorifice și a automatizării acesteia trebuie să fie rezultatul unui calcul tehnico-economic.

Realizarea automatizării instalațiilor frigorifice necesită rezolvarea a două mari categorii de probleme și anume:

care sunt principiile și structurile prin care se realizează funcțiunile de comandă, reglare, protecție și optimizare automată ale instalației frigorifice;

care este modul de realizare și utilizare a echipamentului de automatizare.

Soluționarea ambelor categorii de probleme necesită pe lângă cunoștințe de automatică și o bună cunoaștere a fenomenelor fizice și a proceselor care se desfășoară în cadrul diverselor tipuri de instalații frigorifice.

Particularitățile sistemelor frigorifice în raport cu alte sisteme tehnice, precum și modul în care s-au dezvoltat de-a lungul anilor sistemele automate în tehnica frigului, imprimă un specific pronunțat automatizării instalațiilor de producere a frigului.

Din punct de vedere istoric, domeniul automatizării instalațiilor frigorifice s-a dezvoltat în mod diferit de alte domenii ale automatizării generale. Unul dintre aspectele importante a fost acela al utilizării pe scară foarte largă a regulatoarelor cu acțiune directă concepute și utilizate la instalații de mică capacitate (frigidere, congelatoare, vitrine frigorifice comerciale, aparate de condiționare a aerului ș.a.m.d.). Îmbunătățirea concepției și dezvoltarea producției acestor regulatoare cu acțiune directă au fost influențate de numărul foarte mare de instalații frigorifice de mică capacitate. Aceste regulatoare sunt simple din punct de vedere costructiv, au o mare siguranță în funcționare și sunt ieftine. Ele au însă o precizie mică de reglare și nu pot fi comandate de la distanță fiind echipamente de automatizare locale.

Odată cu dezvoltarea instalațiilor frigorifice industriale de capacitate mare, a fost necesară realizarea și utilizarea de regulatoare cu acțiune indirectă la care semnalul de comandă furnizat de regulatorul propriu-zis este amplificat, utilizându – se în acest scop energie de la o sursa auxiliară. O largă răspândire au capatat-o regulatoarele cu acțiune indirectă care utilizează, pentru amplificarea semnlului, energie preluată de la fluidul de lucru din instalația frigorifică.

Pentru toate tipurile de instalații frigorifice de capacitate mică sau mare, au căpătat o largă răspândire regulatoarele specializate bipozifionale și dispozitivele de protecție automată bipoziționale. Acestea răspund condițiilor impuse de funcționarea instalațiilor frigorifice: din punct de vedere constructiv sunt relativ simple, sunt robuste și sigure în funcționare, nu necesită o intreținere pretențioasă.

Elementele de execuție utilizate în instalațiile frigorifice de mică capacitate sunt în special robinetele electromagnetice cu acțiune directă. Pentru instalațiile de mare capacitate s-au realizat robinete de reglare cu comandă pilot, în care pentru amplificarea semnalului de comandă se utilizeaza energia agentului frigorific din instalație.

O caracteristică importantă atât a regulatoarelor cât și a elementelor de execuție utilizate în automatizarea instalațiilor frigorifice a fost aceea de a fi elemente specializate.

Modul de evoluție istorică precum și condițiile speciale impuse echipamentului de automatizare (temperatura mediului ambiant, etanșarea perfectă pentru a se evita scăpările de agent frigorific în atmosferă, precizii de reglare relativ ridicate ș.a.) au imprimat automatizării instalațiilor frigorifice un caracter specific pronunțat în raport cu automatizarea din alte domenii ale tehnicii.

Evoluția istorică specifică automatizarii instalațiilor frigorifice explică și faptul că dezvoltarea puternică din ultima perioadă de timp a informaticii, ciberneticii și electronicii nu a determinat încă modificări fundamentale practice atât de mari cum s-au produs în alte domenii ale tehnicii.

În prezent există însă tendința de utilizare din ce în ce mai amplă a microelectronicii în automatizarea instalațiilor frigorifice. Această tendință care se va accentua în viitor, va determina schimbări de fond ale concepției automatizării instalațiilor frigorifice.

Utilizarea microprocesoarelor și a echipamentelor numerice pentru conducerea instalațiilor frigorifice industriale permite optimizarea automată a acestora precum și o serie intreagă de facilitări cum ar fi diagnoza tehnică automată a instalației și a tuturor aparatelor componente, controlul automat centralizat a întregii instalații cu afișare pe display a desfășurării proceselor și a valorii parametrilor masurați, comandă automata s.a.

5.2. Reglarea automată a mărimilor fizice ale instalațiilor frigorifice

5.2.1. Reglarea temperaturii mediului răcit

Rolul instalațiilor frigorifice este scăderea temperaturii mediului răcit și menținerea acesteia intre limite impuse.

Precizia cerută pentru reglarea temperaturii aerului este de multe ori de ordinul 1…3 °C sau chiar sub 1 °C .

Reglarea automată a temperaturii mediului răcit (aerul) se face prin modificarea puterii rigorifice Ф, acționându-se în acest scop în mod corespunzător asupra instalației frigorifice.

Reglarea temperaturii poate fi cu acțiune continuă sau bipozițională.

În cazul reglării cu acțiune continuă, sistemul de reglare automată tinde să mențină temperatura aerului constantă ajustând continuu capacitatea frigorifică &tF astfel încât să se satisfacă relația

În cazul reglării cu acțiune bipozițională, răcirea se produce intermitent, iar temperatura variază periodic. în intervalul de timp r5 are loc răcirea, astfel încât:

iar tempertura t a aerului scade.

5.2.2. Reglarea presiunii sau temperaturii de vaporizare

Reglarea automată a presiunii sau temperaturii de vaporizare poate fi întâlnită ca buclă interioară în sistemele de reglare în cascadă a temperaturii mediului răcit.

În instalațiile frigorifice cu un singur vaporizator și un singur compresor și în cele în care există mai multe vaporizatoare în care trebuie sa se mențină aceeași presiune (temperatură) de vaporizare, se poate utiliza un regulator bipozițional de presiune sau de temperatură, care comandă pornirea și oprirea compresorului, funcție de presiunea (temperatura) de vaporizare determinată în conducta de aspirație a compresorului.

5.2.3. Reglarea presiunii de condensare

Creșterea presiunii de condensare are drept urmare creșterea puterii consumate de motorul compresorului. Pe de alta parte, în special la instalațiile frigorifice de mică capacitate, presiunea din condensator nu trebuie sa scadă sub valoarea minimă necesară pentru a asigura caderea de presiune necesară în robinetul de laminare și circulația agentului frigorific lichid in instalație.

De aceea, este necesar ca presiunea de condensare sa fie menținută în limitele prevăzute în proiectul instalației.

Reglarea automată a presiunii de condensare în cazul condensatoarelor răcite cu apă se face cu ajutorul unui regulator cu acțiune continuă, care comandă un robinet de reglare de pe conducta de apă de răcire, în funcție de presiunea din conducta de reglare a compresorului.

5.2.4. Reglarea supraîncălzirii vaporilor la ieșirea din vaporizator

În cazul instalațiilor frigorifice în care vaporii de agent frigorific sunt aspirați direct din vaporizator, este necesar să se elimine posibilitatea ca agentul frigorific lichid, sub formă de picături, să pătrundă în conducta de aspirație a compresorului. Acest fenomen poate apare în cazul umplerii excesive a vaporizatoarelor și se previne utilizând fie regulatoare de nivel, fie regulatoare de supraîncălzire.

Prin definiție, supraîncălzirea este diferența dintre temperatura vaporilor de agent frigorific la ieșirea din vaporizator și temperatura de saturație corespunzătoare presiunii de vaporizare.

Dacă supraîncălzirea este prea mică, inseamna că vaporizatorul este prea plin cu lichid și există posibilitatea de antrenare a agentului frigorific lichid în conducta de aspirație și de aici în compresor.

Dacă supraîncălzirea este prea mare, capacitatea frigorifică a compresorului se reduce ca urmare a creșterii volumului specific al vaporilor aspirați.

În consecință, este recomandabil ca supraîncălzirea vaporilor aspirați să fie de circa 4…6°C.

5.2.5. Reglarea nivelului de lichid

În instalațiile frigorifice de capacități medii și mari, poate fi necesară reglarea nivelului de lichid în diverse aparate, cum ar fi: separatoarele de lichid, separator- acumulatoare, separatoarele de ulei, condensatoare, butelii de răcire intermediară, vaporizatoare etc.

Reglarea poate fi bipozițională sau continuă, iar regulatorul de nivel comandă un robinet montat fie pe conducta de intrare a lichidului în recipientul respectiv fie pe cea de ieșire.

Reglarea nivelului de lichid în separatoarele de lichid, în separator- acumulatoare și în vaporizatoare se face cu scopul de a evita pătrunderea de agent frigorific lichid în conducta de aspirație a compresorului. în acest scop, se utilizează un regulator bipozițional de nivel care comandă un robinet electromagnetic montat pe conducta de lichid înainte de robinetul de laminare sau un regulator de nivel cu acțiune continuă, care comandă deschiderea robinetului de laminare. Când nivelul lichidului crește peste valoarea de referință, regulatorul comandă închiderea robinetului electromagnetic de pe conducta de alimentare cu agent frigorific lichid (în cazul reglării bipoziționale) respectiv reducerea secțiunii libere de trecere a robinetului de laminare (în cazul reglării continue).

5.2.6. Reglarea temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor

Temperatura vaporilor refulați de compresor poate crește peste valoarea limită normală atunci când compresorul aspiră vapori cu supraîncălzire mare. O astfel de situație poate sa apară de exemplu, atunci când vaporii cu temperatură înaltă din conducta de refulare sunt readuși în conducta de aspirație în scopul ajustării puterii frigorifice sau pentru reducerea cuplului de pornire.

Reglarea temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor se face prin injectarea unei cantități mici de agent frigorific lichid în conducta de aspirație.

5.3. Protecția automată în instalațiile frigorifice

Sistemele de potecție automată din instalațiile frigorifice au rolul de a întrerupe funcționarea unor aparate și mașini sau a întregii instalații în momentul în care apare o situație periculoasă pentru aceasta sau pentru personalul de exploatare. în general, posibilitatea apariției unor astfel de cazuri este legată de: creșteri sau scăderi exagerate de presiune (determinate de manevre greșite sau funcționări incorecte ale unor părți din instalație), de suprasarcini la motoarele electrice de acționare, de lipsa ungerii la piesele în mișcare ale mașinilor, de umplerea exagerată cu lichid a unor recipienți, de scăpări masive de agent din instalație, de temperaturi prea ridicate sau prea scăzute în anumite zone ale instalației, de manevre greșite executate de personalul de exploatare.

La alegerea unei metode sau scheme de protecție automată trebuie să se țină seama, în masura în care este posibil, de principiul conform căruia realizarea unor funcții de automatizare distincte la o aceeași mărime fizică se face cu aparate diferite.

În virtutea acestui principiu, în paralel cu fiecare dispozitiv de reglare ar fi necesar, aproape în toate cazurile, câte un dispozitiv analogic de protecție. în realitate însă, în practica instalațiilor frigorifice industriale, elementele de protecție automată se limitează, din considerente economice la strictul necesar.

O caracteristică generală a dispozitivelor de protecție automată este faptul că, toate detectoarele și circuitele de protecție sunt aparate și circuite distincte și independente de alte dispozitive și circuite. în acest fel se asigură funcționarea sistemelor de protecție chiar dacă este semnalizată independent defecțiunea vreunui element al altui sistem de automatizare.

Unele protecții, cum ar fi cele pentru presiunea de ulei, nivelul maxim de lichid în separator-acumulatoare, presiunea de refulare a pompelor, trebuie prevăzute cu relee cu întârziere.

Cu cât gradul de automatizare a unei instalații este mai ridicat, iar capacitatea frigorifică a instalației este mai mare, cu atât numărul protecțiilor este mai mare, iar schema circuitelor de protecție, mai complexă.

Este necesar ca sistematic, cel puțin la două luni, să se facă verificarea reglajului corect și a bunei funcționări a tuturor organelor de detectare și a circuitelor de protecție automată.

5.3.1. Protecția automată împotriva creșterilor sau scăderilor exagerate de presiune

Creșterea exagerată a presiunii poate avea loc: la nivelul compresoarelor, determinată de lipsa apei de răcire, de închiderea robinetului de pe refulare, de pătrunderea de lichid în aspirație (șocuri hidraulice); la nivelul condensatoarelor, determinată de lipsa apei de răcire sau, în general, a agentului de răcire a acestora; la nivelul recipienților inchiși în care se află agent lichid și de creșterea temperaturii acestora.

Protecția împotriva creșterii presiunii de refulare a compresoarelor se realizează cu ajutorul presostatelor. Acestea iau priză de presiune de pe conducta de refulare și comandă, prin intermediul unui releu, oprirea compresorului la depășirea valorii maxime admise a presiunii. Uneori se utilizează presostate cu priză de presiune pe conducta de alimentare a apei de răcire.

Pătrunderea de lichid în compresor, ceea ce determină lovituri hidraulice, este evitată prin alegerea adecvată a sistemului de alimentare cu agent frigorific lichid a vaporizatoarelor. în acest scop se utilizează fie robinete de alimentare termostatice, fie separatoare de lichid care împiedică picăturile de lichid să pătrundă în aspirația compresorului.

Compresoarele verticale pentru amoniac sunt prevăzute cu protecție impotriva loviturilor de lichid în cilindru prin realizarea unui "capac fals", cu resort calibrat la valoarea maximă a presiunii. La eventuala pătrundere a lichidului, datorită creșterii bruște a presiunii locale, resortul ridică capacul evitând astfel avaria gravă.

Pentru a se evita întoarcerea vaporilor de agent frigorific din condensator spre compresor în timpul opririi funcționării instalației și eventuala condensare a acestora, pe conducta de refulare se montează robinete de reținere.

Protecția automată împotriva creșterii periculoase a presiunii de condensare, ca urmare a incetării sau micșorării efectului de răcire la condensator, se face cu presostate cu priză de presiune pe conducta de apă de răcire. Acestea comandă, prin intermediul unor relee, oprirea compresoarelor la creșterea presiunii peste valoarea maximă.

Protecția automată impotriva creșterii periculoase a presiunii în recipienți inchiși în care se află agent frigorific lichid și impotriva creșterii periculoase a presiunii în orice punct interior al instalației se realizează cu ajutorul supapelor de siguranță. Supapele de siguranță se montează la partea de vapori a recipienților.

Protecția automată impotriva unei presiuni periculos de scăzute la aspirație, se realizează cu ajutorul presostatului de joasă presiune cu priza pe conducta de aspirație. Acesta comandă prin intermediul unui releu, oprirea compresorului la atingerea valorii minime admise a presiunii la aspirație.

5.3.2. Protecția automată împotriva creșterilor sau a scăderilor exagerate de temperatură

Protecția împotriva atingerii unei temperaturi de refulare periculos de ridicate se realizează cu un termostat cu elementul sensibil fixat pe conducta de refulare. Acesta comandă prin intermediul unui releu oprirea compresorului la depășirea valorii maxim admise a temperaturii.

În unele cazuri protecția automată împotriva atingerii unor temperaturi de refulare excesiv de ridicate se realizează prin intermediul robinetelor de injecție termostatică, comandate în funcție de nivelul temperaturii de refulare. La creșterea temperaturii vaporilor la ieșirea din compresor se mărește gradul de deschidere a robinetului de injecție, în acest fel un debit mai mare de lichid va curge în conducta de aspirație. Rezultatul este scăderea temperaturii de refulare.

5.3.3. Protecția automată a ungerii compresorului

Protecția automată împotriva lipsei ungerii suficiente la piesele in mișcare ale compresorului se realizează la sistemele de ungere cu pompa, cu ajutorul unui presostat diferențial. Acesta comandă prin intermediul unui releu temporizat oprirea compresorului. întârzierea în comanda de oprire este necesară pentru pornirea compresorului. Dacă diferența de presiune de ulei necesară între refularea și aspirația pompei de ulei se stabilește intr-un interval de timp de la pornire mai mic decât cel fixat la presostat, compresorul va funcționa normal. În caz contrar, neexistând condiții pentru o bună ungere, se va comanda oprirea compresorului.

5.3.4. Protecția automată a motoarelor și circuitelor electrice

Motoarele electrice din instalațiile frigorifice sunt prevăzute cu protecții clasice, adică cu contactoare-disjunctoare echipate cu relee termice pentru suprasarcini, cu relee electromagnetice și siguranțe fuzibile pentru protecția la scurtcircuitare.

Releul termic decuplează, de asemenea, motorul atunci când curentul absorbit depășește cu 15…20 % pe cel nominal la o suprasarcină de lungă durata.

Releul electromagnetic decuplează motorul la producerea unui scurtcircuit. Este recomandabil să se prevadă la motoarele compresoarelor, microtermostate care să detecteze direct temperatura infășurărilor electrice, pentru a le proteja împotriva suprasarcinilor ușoare dar de lungă durată care rămân fără efect asupra disjunctoarelor.

În vederea evitării curenților electrici ridicați la pornire, motoarele electrice asincrone de puteri relativ mari, sunt prevăzute cu dispozitive automate de mărire a rezistenței electrice a rotorului. După intrarea in regim nominal de funcționare, rezistențele adiționale se decuplează.

Pentru motoarele asincrone cu puteri instalate relativ mici, în vederea evitării curenților electrici ridicați la pornire se pot utiliza comutatoare automate stea- triunghi.

Circuitele electrice sunt protejate prin rezistențe fuzibile, secționare, întrerupătoare automate, disjunctoare etc. Este recomandabil să se ramifice circuitele electrice pentru ca un defect asupra unei părți mici a circuitului să nu aibă repercursiuni asupra ansamblului.

După penele de circuit se evită pornirea simultană a motoarelor, cu ajutorul releelor de timp. Circuitele cu automenținere se prevăd cu sisteme de redeclanșare automată pentru a se evita intervenția manuală dupa penele de curent. în acest scop se pot utiliza relee cu contact de trecere.