proiect instalatii frigorifice.doc

Cuprins:

I. Instalatia frigorifica cu comprimare mecanica cu vapori de amoniacpag.3

Memoriu justificativ ..pag.4

Schema teoretica .pag.5

Ciclu teoretic ..pag.6

A . Date de proiectare..pag.7

B . Curba de saturatie pag.7

C . Calculul caracteristicilor sistemului .pag.7

D . Alegerea compresoarelor pag.9

E . Dimensionare condensatorului multitubular orizontal pag.10

1. Calcul termic pag.10

2. Dimensionare constructive ..pag.14

F . Dimensionare vaporizatorului multitubulat orizontal: ..pag.16

1. Calcul termic .pag.16

2. Dimensionare constructive .pag.18

G . Aparatura auxiliara: pag.19

1. Separatorul de lichid orizontal .pag.19

2. Separatorul de ulei pag.19

3. Subracitor .pag.20

4. Rezervor de amoniac lichid pag.21

5. Ventil de reglaj .pag.21

6. Alegerea pompelor de circulatie .pag.22

II. Instalatia frigorifica cu comprimare mecanica cu vapori de Freon pag.23

Memoriu justificativ .pag.24

Schema teoreticapag.25

Ciclu teoretic.pag.26

A . Date de proiectare .pag.27

B . Curbele de saturatie ..pag.27

C . Calculul caracteristicilor sistemului .pag.29

D . Tabel comparative pag.33

E . Alegerea compresoarelor ..pag.34

F. Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal pag.34

1. Calcul termic ..pag.35

1. Calcul definitiv ..pag.37III. Instalatie frigorifica cu absorbite in solutie amoniac-apa .. pag.39A. Date de proiectare .pag.39B. Determinarea parametrilor termodinamici ai ciclului .....pag.39I. Instalatie frigorifica cu comprimare mecanica cu vapori de amoniacA. Memoriu Justificativ:

Proiectul cuprinde dimensionarea unei instalatii frigorifice cu comprimare mecanica de putere frigorifica egala cu 60 Kw, ce foloseste ca agent frigorifc amoniacul (NH3). Alegerea amoniacului se justifica prin faptul ca acest agent frigorific are: debitul masic i GWP-ul cel mai mic, puterea total de comprimare cea mai mic, COP-ul cel mai mare dintre toti agenti, cat si faptul ca avem nevoie de o cantitate mai mica de agent.

Utilajele ce au fost folosite pentru realizarea acestei instalatii sunt: vaporizator, condesator, compresor, separator de ulei , rezervor de amoniac lichid, separator de lichid orizontal, subrcitor de lichid si pompe care sa ajute la circularea apei de racire pe traseul turn de racire-condensator, cat si la circularea solei pe traseul consumator-vaporizator.

Calculul efectuat pentru mai multi agenti frigorifici, cum ar fi, R717, R22, R134a, R407c, R410A. S-a ales ca fiind cel mai eficient din punct de vedere al ODP-ului, GWP-ului si al COP-ului agentul frigorific amoniac (R717). In urma alegerii agentului frigorific, s-au dimensionat echipamentele necesare functionarii instalatiei frigorifice conform datelor de proiectare. Astfel, instalatia va fi echipata cu doua compresoare tip Bitzer W4HA, cu o putere de 109,75 kW. Mentionam ca s-a ales un numar de trei compresoare 2+1de rezerva.

Pentru a putea alege compresorul au fost alese initial 5 modele Open Screw de la Bitzer. Analizand performantele fiecarui model s-a ales modelul Bitzer W4HA ,doua compresoare active si unul de rezerva. Dupa alegerea compresorului s-au recalculat marimile necesare pentru dimenisionarea echipamentelor.

Condensatorul instalatiei este de tip multitubular orizontal echipat cu tevi de otel. Apa de racire va circula la interiorul bateriei de tevi, iar agentul frigorific printre acestea.

Pentru a putea determina suprafata de condensare s-au dat valori functiei q. Lungimea condensatorului este de 4.5 m, diametrul acestuia este de 368x8 [mm] avand un numar de 6 treceri cu 60 tevi pe o trecere. Condensatorul este prevazut cu o serie de racorduri pentru intrarea vaporilor de agent frigorific, pentru iesirea condensatului, pentru intrarea si iesirea apei de racire si o serie de racorduri pentru golire, aerisire, manometre, presostat si supapa de siguranta.

Vaporizatorul este tot de tip multitubular orizontal cu o lungime de2 [m], cu un diametru de 406,4 [mm] avand un numar de 6 treceri cu 15 tevi pe o trecere.

Bateria de tevi de la interiorul vaporizatorului este formata din tevi de otel.Pentru a putea dimensiona vaporizatorul s-a stabilit temperatura de congelare si s-a facut un calcul preliminar respectand eroarea de aproximatie sub 8%.

Pe langa aceste echipamente instalatia frigorifica cu comprimare mecanica mai este prevazuta si cu o serie de alte echipamente auxiliare care asigura o buna functionare a acesteia.

Echipamente auxiliare:Separatorul de ulei si separatorul de lichid vertical au fost alese in urma dimensionarii respectand vitezele de circulatie impuse intre 0,20,65 [m/s].

-separatorul de ulei are rolul de a separa picaturile de uleidin vaporii de agent frigorific la iesirea din compresor.

Modelul ales este Bitzer OA1954A.

- separatorul de lichid vertical are rolul de a separa eventualele picaturi de lichid din vaporii de amoniac astfel incit acestia sa nu ajunga in compresor.

Modelul ales este Alfa Lava LRV110

-subracitorul are rolul de a subraci agentul frigorific lichid si este de tip schimbator de caldura de tip teava in teava marca Outokumpu Heatkraft H75.

-rezervorul de lichid, are rolul de a stoca agentul frigorific in cazul aparitiei vreunei avarii. Modelul ales este

Rezervorul de amoniac lichid a fost dimenisionat si ales in functie volumul celorlalte echipamente existente in instalatie.

Principiul de functionare al instalatiei este urmatorul: agentul frigorific intra in vaporizator cu stare lichida, primeste o energie termica de la agentul intermediar 5, modificandu-si starea de agregare in vapori uscatii.

Procesul de vaporizare are loc ca urma a absorbtiei caldurii latente de vaporizare, de la agentul intermediar, lucru ce face sa apara o diferenta de temperatura intre turul si returul agentului intermediar (tS1 , ts2), ceea ce reprezinta efectul de frig. Vaporii saturati uscati de stare 1, parasesc vaporizatorul si inainte de a fi aspirati de compresor trec prin separatorul de lichid, ce are rol de a proteja compresorul contra aspirarii picaturilor de lichid. Eventual picaturile de lichid sunt retinute la nivelul separatorului ca urma a schimbarii de directie, a cresterii diametrului de curgere.

Vaporizatorul de stare 1 avand presiunea P0, vaporii sunt comprimati termodinamic in compresor, pana la valoare punctului 2, punct caracterizat de presiunea de refulare si temperatura de refulare: pC si tC , stare de vapori supraincalziti. Procesul 1-2 este adiabat (s=ct). In aceste conditii vaporii stare 2, trec prin separatorul de ulei, ce are rol de a retine eventualele picaturi sau vaporii de ulei, ultilizand metodele: schimbarea directiei de curgere, marirea diametrului de curgere, trecerea vaporilor prin filtrul acestui aparat.

Trecerea vaporilor prin separatorul de ulei nu modifica starea termodinamica a vaporilor , acestia intrand in condensator. In prima parte a condensatorului are loc un proces de racire al vaporizatorului supraincalziti de la starea 2 la starea 2 (izobar), procesul propiu-zis fiind cel de la 2 la 3, iar caldura de racire a vaporilor supraincalziti si caldura latenta de condensare este evacuata prin intermediul circuitului de apa de racire (deschis sau inchis). Condensul de stare 3 rezultat intra in rezervorul de amoniac lichid, unde nu isi modifica starea termodinamica, indeplinand doua functii: de inmagazinare si de reumplere in caz de avarie, si de a prelua varfuri de sarcina. Agentul cu stare 3 intra in subracitor, unde are loc o subracire la starea 4. Presiunea din acest aparat este pc. Energia termica extrasa de la agentul frigorific este preluata de unde circuit de apa de racire ce poate fi comun cu agentul de racire de la condensator. Lichidul de stare 4 intra in ventilul de laminare, unde este supus unu proces de laminare ( entalpie constanta) pana la punctul 5, situat in domeniul de vapori umezi, caracterizat prin temperatura p0 si t0.

Schema teoretica si ciclul teoretic termodinamic:

Schema teoretic a instalaiei frigorifice cu NH3, ntr-o treapt

V vaporizator

SL separator de lichid

C condensator

K compresor

SU separator de ulei

R rezervor de amoniac lichid

SR subrcitor de lichid

VL ventil de laminare

P pompa de agent rcit

CF consumator de frigCiclul teoretic

1 2 proces de comprimare mecanic adiabatic ( s = ct. )

2 3 proces de condensare ( p, = ct. )

3 4 proces de subrcire a lichidului ( p = ct. )

4 5 proces de laminare ( h = ct. )

5 1 proces de vaporizare ( p, = ct. )B. Date de proiectare : Puterea frigorifica : 0 =100 Kw

Agentul racit : apa + MgCl2

Temperatura agentului racit (tur/retur) : tS1/tS2 = -4/-8 0 C

Agentul de racire : apa

Temperatura agentului de racire (tur/retur) : tw1/tw2 =23/28 0 CC. Curba de saturatie a amoniacului ( NH3 ) :

D. Calculul caracteristicilor sistemului :1. Determinarea temperaturii de vaporizare (to)t0 = (2 4) 0 C

to = tS2 t0 =-7 -4 = -11 0 C => Po = 2,791 bar2. Determinarea temperaturii de condensare (tc)

tc = (2 4) 0 C

tc = tw2 + tc = 28+3=310 C => Pc = 12,02 bar3. Determinarea temperaturii de subracire (t4)tSR = 5 0 C

t4 = tW1 + tSR = 23+5=28 0 C

4. Tabelul starilor sau punctelor caracteristice din instalatia de amoniacNH3

Punct122`3456

Param

u.m

tC-1190313128-11-11

pbar2.79112.0212.0212.0212.022.7912.791

hKj/Kg1672.2418751709,86567.47540540350

vm^3/Kg0.4340.1350.1070.01690.01660.0750.0153

x-1-10-0.150

sKj/Kg K6.656.65-----

5. Determinarea debit masic de agent frigorificmo = = =0.0534 kg/s6. Determinarea puterii frigorifice masiceq0 = h1 h5 = 1673,46 - 550= 1123,46 kJ/kg 7. Determinarea lucrului mecanic masic de actionare a compresoruluilk = h2 h1 = 1860 - 1673,46 = 186,54 kJ/kg8. Determinarea sarcinii termice masice la condensatorqc = h2 h3 = 1860 576,92 = 1283,08 kJ/kg9. Determinarea sarcinii termice masice la subracitorul de lichidqSR = h3 h4 = 576,92 - 550 = 26,92 kJ/kg10. Determinarea sarcinii termice totale la condensatorc = m0 * qc = 0,0534 * 1283,08 = 68,516 kW11. Determinarea puterii totale a compresoruluiPk = m0 * lk = 0,0534 * 186,54 = 9,961 kW12. Determinarea sarcinii totale a subracitoruluiSRL = m0 * qSR = 0,0534 * 26,92 = 1,437 kW13. Ecuatia de bilant al instalatiei0 + Pk = C+ SRL 60+ 9,961= 68,516+ 1,437 69,961 = 69,96114. Ecuatia de bilant al instalatieiq0+lk= qc+qsrl1123,46 + 184,54 = 1283,08 + 26,92 1310 = 131015. Eficienta instalatiei EER = = = 6,022E. Alegerea compresoarelor :

S-a ales compresorul Bitzer W6HA-1450 rotRcalculare Marimi R717 W6HA-1450 rot

ciSRLi

Kg/sKWKW

0.05581071.611.50

1. Debit masic real de agent frigorificrc = = 0,05581 Kg/s2. Puterea termica reala de condensareci= rc*qc = 71,61 KW3. Puterea termica reala de subracireSRLi= rc*qSRL =1,50 KWF. Dimensionarea Condensatorului Multitubular Orizontal

Calcul termic1. Puterea termica reala de condensareci= 71,61 kW2. Temperatura agentului de racire (tur/retur):tw1/tw2 =25/30 0 C3. Temperatura de condensare:tc = 33 0 C4. Temperatura medie a agentului de raciretwm = = = 27,5 0 C5. Alegem tevi de otel cu dimensiunile: 30x3 mm din OL 6. Conductivitate termica otelOL = 55 W/m K7. Grosimea peliculei de uleiulei = 0,04 * 10-3 m8. Conductivitate termica uleiulei = 0.14 W/m K9. Grosimea depunerii strat de piatrapiatra = 0.5 * 10-3 m10. Conductivitate strat de piatrapiatra = 1,8 W/m K11. Din tabelul 6-1/pag 150 rezulta parametrii termofizici ai amoniacului lichid pentru:tc = 33 0 C => proprietatile amoniacului la temp de 33 0 C:

NH3 = 462,28 * 10-3 W/m K (Conductivitatea termica)

NH3 = 0,22 * 10-6 m2/s(Vascozitatea cinematica)

Pr = 1,365

(Prandtl)

cp = 4,807 kJ/K kg

(Caldura specifica masica)

NH3 = 590,49 kg/m3

(Densitatea)

lc = 1133,95 kJ/kg

(Caldura latent de condensare)

12. Din tabelul 6-2/pag 150 rezulta parametrii termofizici ai apei pentru:twm = 27,5 0 C => proprietatile agentului de racire la temp de 27,5 0 C :

H20 = 601 * 10-3 W/m K(Conductivitatea termica)

H20 = 0,95 * 10-6 m2/s

(Vascozitatea cinematica)

Pr = 5,8

(Prandtl)

cp = 4,187 kJ/Kkg

(Caldura specifica masica)

H20 = 996 kg/m3

(Densitatea)

13. Determinarea functiei q1 :q1 = A*(tc - tx)0,7513.1. Constanta in raport cu tx, dependenta de parametri termofizici ai agentului frigorificA = 0,724* *( )0,25 = 12616.8513.2. Criteriul Nusselt la condensarea agentului frigorificNuc= C(Ga*Pr*Ku)m13.3. ConstanteC= 0,724; m=0,25 13.4. Criteriul GalileiGa= = = 5578512397

l=de

Pr = 1,365 13.5. Criteriul KutateladzeKu = = = 480,5214. Determinarea functiei q2 :

14.1. Alegem viteza:

Ww = 1,5 m/s14.2. Criteriul Reynolds:Re = = = 36407 => regim turbulent

q2 = 14.3. Constante:c = 0,023

m = 0,8

n = 0,414.4. Ecuatia criteriala: Nu = C * Remw * Prnw = 0,023 * 443900,8 * 5.510,4 = 237,6914.5. Lungimea carcateristica lc este egala cu diametrul interior al tevi de 30 X 3 mm.

H20 = = 6,1 * 103 W/m2K = + = 0.62 *10-3 m2K/W Facem graficele functiilor q1 si q2 :

txq1q2

CW/m^2W/m^3

27.569392.70

27.668131.0122.21

27.766869.3244.43

27.865607.6366.64

27.964345.9488.85

32.210093.55744.00

32.38831.85866.21

32.47570.15988.42

32.516182.36122.86

32.614920.66245.07

32.713658.96367.28

32.812397.26489.49

tx= 32,51 0 C

q1 = A* (tc tx )0,75 = 12616.85* (33 32,51)0,75 = 6152,55 W/m2q2 = = = 6152,55 W/m2q = = 6152,55 W/m2 14.6. Determinarea suprafetei de condensareSc = = = 11,64m2Dimensionare constructive1. Puterea termica reala de condensareci= 71,61 kW2. Temperatura agentului de racire (tur/retur):tw1/tw2 =25/30 0 C3. Temperatura de condensare:tc = 33 0 C4. Temperatura medie a agentului de raciretwm = = = 27,5 0 C5. Alegem tevi de otel cu dimensiunile: 30x2,3 mm din OL 6. Determinarea suprafetei de condensareSc = 11,64 m27. Debitul masic de amoniacmNH3 = 0.0558 Kg/s8. Volumul masic al amoniacului in starea 2v2 = 0,14 m3/kg9. Volumul masic al amoniacului in starea 3v3 = 0,0169 m3/kg

Alegem 30x2,3 mm din OL .10. Determinarea debitului masic de apaQmw= = = 3,421 kg/s11. Determinarea debitului volumic de apa Qvw = = = 3,43* 10-3 m3/s12. Viteza apei prin teviw = 1,5 m/s13. Determinarea numarului de tevi la o trecere a apein = = = 4,3 = 5 tevi14. Determinarea diametrului mediu al tevidm= = = 0,027 m15. Lungimea fascicolului de tevi pentru N=2-24 treceriN = 6

l = = = 4,58m 16. Pentru un numar total de tevi din mantaz = n * N = 30 tevi

Din tabelul 6-5, pg 154 : z = 31 ; m = 5,2916

Pentru tevi de 30x3 mm => t = 39 mm si = 9 mm17. Diametru interior al mantaleiDi = D + de + 2* = m*t +de + 2* =260 mm18. Diametru exterior al mantaleiDe = Di +2*m = 0,260 + 2*0.01 = 0,280 m = 280 mm19. Racordul de amoniac vaporidNH3,v = = = 0,026 = 26 mm20. Racordul de amoniac lichiddNh3,l = = = 0.025 = 25 mm21. Racordul de apa racitadW = = =0,054 = 54 mm

Din SR EN 10216-1/2002 rezulta:

dNH3,v = 32 x 2,3 mm

dNH3,l = 32 X2.3 mm

dH2O = 60,3 x 2,9 mmG. Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal pentru agenti frigorifici nemiscibili cu uleiul (NH3) :

H. Aparatura auxiliara :

1. Separatorul de lichid orizontal (SLO) :Este utilizat la instalatiile cu amoniac pentru protectia compresoarelor contra patrunderii picaturilor de lichid, rezultate dintr-o vaporizare incompleta si antrenate de vaporii aspirati. Se plaseaza intre vaporizator si compresor.

Di = = = 0,486 m => s-a ales model: LRH 600 = rc *v1= 0,155* 0,4177 = 0,0649 m3/s

W = (0,150,35) m/s

2. Separatorul de ulei (S) : Este prevazut la instalatiile cu agenti nemiscibili cu uleiul (amoniac) si are rolul de mentinere a picaturilor de ulei antrenate de vaporii de agent frigorific..

Di = = = 0,244 m => s-a ales model: OA 1954, d= 298 mmW= (0,30,5) m/s = rc *v2= 0,155* 0,12= 0,0186 m3/s

3. Subracitor de lichid (SR) :Se recomanda subracirea lichidului inainte de destindere, cu effect asupra cresterii puterii frigorifice realizate de instalatie, la acelasi consum de energie. Se evidentieaza o ameliorare a coeficientului de performanta cu 34 %.

Alegem tevi din OL 34 x 3 la exterior si 25 x 2,5 din la interior. Aria interioara Ai :Ai = = 0,00049 m2 Aria exterioara Ae :Ae = ( = 0,00020 m2Qv w = = = 0,19* 10-3 m3/s = rc *v3= 0,155* 0,0017= 0,264* 10-3 m3/s agentul frigorific lichid circul prin spaiul cel mai mare.wi = = = 0,54 m/s

we = = = 0,93 m/s

Coeficientul global de transfer de caldura k :k = = = 1182 W/m2Kw = 6,1 * 103 W/m2Kl = 15,9 *103 W/m2K = 0.62 *10-3 m2K/W

H20 = = 6,1 * 103 W/m2KDiferenta medie logarimica tm :(t)m = = 2,885 CSuprafata subracitorului de lichid SSRL :S = = = 1,14 m2 => s-a ales model: H150 - 4,4kW4. Rezervor de amoniac lichidVolumul teoretic al rezervorului, VTVT = qv*Vv+ qc*Vc+ qSR*VSR+ qSL*VSLqv- gradul de umplere pentru vaporizator;

qC- gradul de umplere pentru condensator;

qSR- gradul de umplere pentru subrcitor;

qSL- gradul de umplere pentru separator de lichid.

Vv- volumul vaporizatorului;

Volumul condensatorului se considera a fi egal cu volumul vaporizatorului

Vc= VvVc= L** (Di2-z*de2) = 5,13* *(0,4052-84*0,032) = 0,358 m3Di-diametrul mantalei;VC=VvVSRVSLqvqcqSRqSLVTVR

m3m3m3%%%%m3m3

0,3580,00021110,610,80,1510,30,5231,307

Volumul total de lichid din intalatie VT

Volumul real de lichid din instalatie VR VSR, VSL din fia tehnic

VSR=( * 0,0282)*0,343 = 0,000211 m3VR= , volumul real;=> s-a ales model: Alfa Lava 2XLRH 7505. Ventil de laminare S-a ales cu ajutorul programului coolselector-danfost sa ales:

Tip TEA 20-20 (cod 068G6135)

6. Dimensionarea pompelor de la vaporizator si condensator6.1. Pompa sola (vaporizator) :Debitul pompei G

Inaltimea de pompare se considera ca fiind de 10 mCAPompa sola aleasa este WILO tip IP-E32/160-1,1/2-R1 6.2. Pompa condensator Debitul pompei G:

Inaltimea de pompare se considera ca fiind de 10 mCA

Pompa condensator aleasa este WILO tip IP-E32/160-1,1/2-R1

II. Instalatie frigorifica cu comprimare mecanica cu vapori de freonMemoriu Justificativ:

Proiectul cuprinde dimensionarea unei instalatii frigorifice cu comprimare mecanica de putere frigorifica egala cu 60 kW, ce foloseste ca agent frigorifc freonul R 134a. Alegerea acestui tip de freon s-a ales pe baza unui tabel comparativ, unde criteriile selective au fost: puterea consumata, coeficientul de performanta, temperatura in punctul 2.

Ultilajele ce au fost folosite pentru realizarea acestei instalatii sunt: vaporizator, condesator, compressor si pompe care sa ajute la circularea apei de racire pe traseul turn de racire-condensator, cat si la circularea solei pe traseul consumator-vaporizator.

Agentul frigorific cu starea 5 intra in vaporizatorul instalatiei unde primeste o cantitate de caldura necesare vaporizarii. Aceasta cantitate de caldura este introdusa prin intermediul agentul intermediar ca urmare apare o diferenta de temperatura intre tS1 si tS2 ceea ce reprezinta efectul de frig. Starea 1 de vapori saturati uscatii se atinge inainte ca agentul sa paraseasca vaporizatorul instalatiei, dar datorita aportului de energie de la agentul intermediar la iesirea din vaporizator va avea starea 1, de vapori supraincalziti. Procesul 5-1 este un proces de schimb de faza: izobar, izoterm. Procesul 1-1 este un proces izobar. Vaporii supraincalziti trec prin schimbatorul de caldura recuperativ, parasind cu starea 1 ( vapori supraincalziti), in acest fel realizandu-se protectia compresorului. Vaporii sunt comprimatii de catre compresor, pana la starea 2 stare caracterizata de: pc si de domeniul de vaporii supraincalziiti. Vaporii de starea 2 intra in condensator, unde sunt raciti pana la starea 2 ( vapori saturati uscati ). Procesul propriu-zis se realizeaza in condensator, caldura latenta fiind preluata de circuitul de racire. Procesul de la 2-2 este izobar, iar 2-3: izobar, izoterm. Agentul poate sa fie de tip apa sau alt fluid. Condensul de stare 3, dupa ce iese din condensator intra in schimbatorul de caldura recuperativ, cedeaza flux cald catre vapori, si ca urmare se subraceste. Astfel la racire vom avea starea 4, de lichid subracit, iar procesul 3-4 este izobar. In continuare agentul frigorific cu presiune ridicata pc , intra in ventilul de laminare unde lamineaza, ca urma punctul 5 plasat in aval va avea valorile: p0 si t0.

La constructia condensatorului s-au folosit tevi din cupru : 30 X 3 ,deoarece freon ataca otelul .

La constructie vaporizatorului s-au folosit tevi din cupru : 15 X 1 ,deoarece freon ataca otelul .Schema teoretica si ciclu teoretic termodinamic.

V vaporizator

SCR schimbtor de cldur regenerativ

K compresor

C condensator

VLT ventil de laminare termostatic

CF consumator de frig

P pompa de agent rcitCiclu teoretic

1 1 spranclzire a vaporilor n vaporizator ( p = ct. )

1 1 spranclzire a vaporilor n SCR ( p = ct. )

1 2 comprimare adiabatic (s = ct. )

2 3 condensare ( p, = ct. )

3 4 subrcire a lichidului ( p = ct. )

4 5 laminare ( h = ct. )

5 1 vaporizare ( p, = ct. )A. Date de proiectare : Puterea frigorifica : 0 =60 Kw




Temperatura agentului de racire (tur/retur) : tw1/tw2 =25/30 0 CB. Curbele de saturatie a freonilor (R22/R134a/R407C/R410A):

C. Calculul caracteristicilor sistemului :a) R221. Determinarea temperaturii de vaporizare (to)t0 = (2 4) 0 C

to = tS2 t0 =-7 -3 = -10 0 C => Po = 3.54 bar2. Determinarea temperaturii de condensare (tc)

tc = (2 4) 0 Ctc = tw2 + tc = 30+3=330 C => Pc = 12.87 bar3. Determinarea temperaturii de subracire (t4)tSR = 5 0 C

t4 = tW1 + tSR = 25+5=30 0 C R22

Punct11`1``2345

Param

u.m

tC-10-4973.983325.85-10

pbar3.543.543.5412.8712.8712.873.54

hKj/Kg401.52405.73414.66450240.53245231.36

vm^3/Kg0.06530.0670.0770.0230.0320.860.017

x--1.83-----

sKj/Kg K1-----0.2

4. Din bilanul termic al schimbtorului de cldur regenerativ rezult entalpia lichidului subrcit (h4):h3-h4=h1``-h1` h4=h1``-h1`+h3 h4= 405,73 401.52 + 240.53 = 244.74 [Kj/Kg]5. Puterea frigorific masic:q0 = h1 h5 = 174,37 kJ/kg6. Lucrul mecanic masic al compresorului:lk = h2 h1 = 35.34 kJ/kg7. Puterea termic masic de condensare:qc = h2 h3 = 209,47 kJ/kg8. Debitul masic de freon:mo = = 0.344 kg/s

9. Puterea termic total a condensatorului:c = m0 * qc = 72.08 kW10. Puterea total de comprimare:Pk = m0 * lk = 12.16 kW11. Bilanul energetic al instalaiei:0 + Pk = c

60+12.16 = 72.08

72.16 = 72.0812. Determinarea eficientei instalaiei:EER = = b) R134a13. Determinarea temperaturii de vaporizare (to)t0 = (2 4) 0 C


tc = (2 4) 0 Ctc = tw2 + tc = 30+3=330 C => Pc = 12.87 bar15. Determinarea temperaturii de subracire (t4)tSR = 5 0 C

t4 = tW1 + tSR = 25+5=30 0 C R134a

Punct11`1``2345

Param

u.m

tC-10-4956.373325.1-10

pbar2.012.012.018.398.398.392.01

hKj/Kg391.32396.55407.96440.4245.82234.41234.41

vm^3/Kg0.0980.1020.1080.027---

x--1.74-----

sKj/Kg K1-----0.233

16. Din bilanul termic al schimbtorului de cldur regenerativ rezult entalpia lichidului subrcit (h4):h3-h4=h1``-h1` h4=h1``-h1`+h3

h4= 407.96 391.32 + 245.82 = 234.41 [Kj/Kg]17. Puterea frigorific masic:q0 = h1 h5 = 162.14 kJ/kg

18. Lucrul mecanic masic al compresorului:lk = h2 h1 = 32.44 kJ/kg

19. Puterea termic masic de condensare:qc = h2 h3 = 194.58 kJ/kg

20. Debitul masic de freon:mo = = kg/s

21. Puterea termic total a condensatorului:c = m0 * qc = 72.00kW

22. Puterea total de comprimare:Pk = m0 * lk = 12.00 kW

23. Bilanul energetic al instalaiei:0 + Pk = c

60+12= 72

72 = 7224. Determinarea eficientei instalaiei:EER = = c) R407C25. Determinarea temperaturii de vaporizare (to)t0 = (2 4) 0 C


tc = (2 4) 0 Ctc = tw2 + tc = 30+3=330 C => Pc = 12.87 barR407C

Punct11`1``2345

Param

u.m

tC-10-210723325-15

pbar3.393.393.3912.56312.56312.5633.39

hKj/Kg406410421461242231231

vm^3/Kg0.080.0840.0880.0230.910.880.01

x--1.76-----

sKj/Kg K1-----0.24

27. Din bilanul termic al schimbtorului de cldur regenerativ rezult entalpia lichidului subrcit (h4):h3-h4=h1``-h1` h4=h1``-h1`+h3

h4= 421 410 + 242 = 231 [Kj/Kg]

28. Puterea frigorific masic:q0 = h1 h5 = 179.00 kJ/kg

29. Lucrul mecanic masic al compresorului:lk = h2 h1 = 40kJ/kg

30. Puterea termic masic de condensare:qc = h2 h3 = 219kJ/kg

31. Debitul masic de freon:mo = =0.3352g/s

32. Puterea termic total a condensatorului:c = m0 * qc = 73.41 kW

33. Puterea total de comprimare:Pk = m0 * lk = 13.41kW


60+13.408= 73.41

73.41 = 73.4135. Determinarea eficientei instalaiei:EER = =

d) R410A36. Determinarea temperaturii de vaporizare (to)t0 = (2 4) 0 C


tc = (2 4) 0 Ctc = tw2 + tc = 30+3=330 C => Pc = 12.87 barR410A

Punct11`1``2345

Param

u.m

tC-10-210823328-8

pbar6.1616.1616.16120.1820.1820.186.161

hKj/Kg420428435475256249249

vm^3/Kg0.0690.0520.0550.0161.00270.970.8

x--1.92-----

sKj/Kg K1-----0.25

1. Din bilanul termic al schimbtorului de cldur regenerativ rezult entalpia lichidului subrcit (h4):h3-h4=h1`-h1`` h4=h1`-h1``+h3

h4= 428 435 + 256 = 249 [Kj/Kg]

2. Puterea frigorific masic:q0 = h1 h5 = 179.00 kJ/kg

3. Lucrul mecanic masic al compresorului:lk = h2 h1 = 40.00 kJ/kg

4. Puterea termic masic de condensare:qc = h2 h3 = 219 kJ/kg

5. Debitul masic de freon:mo = =0.3352kg/s

6. Puterea termic total a condensatorului:c = m0 * qc = 0,96 * 214,695 = 73.41kW

7. Puterea total de comprimare:Pk = m0 * lk = 0,96 * 36,55 = 13,41 kW


60+13.048 = 73.41

73.41 = 73.41 9. Determinarea eficientei instalaiei:EER = =

D. Tabel comparativ :

In urma tabelului comparativ s-a ales freonul R134 a. Aceasta alegere a fost facuta pe baza comparatiei dintre: puterea consumata, coeficientul de performanta, temperatura in punctual 2. E. Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal pentru agenti frigorifici miscibili cu uleiul (R134 a) :

1. Calculul termic

III. Instalatie frigorifica cu absorbite in solutie amoniac-apaA. Date de proiectare : Puterea frigorifica : 0 =60 Kw




Temperatura agentului de racire (tur/retur) : tw1/tw2 =25/30 0 C Temperatura aburului: tab = 120 0 CB. Determinarea parametrilor termodinamici ai ciclului : 10. Temperatura de sfrit de vaporizare, t12t12 = ts2 - t0 ; t0=(24) 0 C

t12 = -7 -3 = - 10 0 C11. Temperatura de nceput de vaporizare, t11t11 = t12 - t1 ; t1=(48) 0 C

t11 = -7 - 6 = - 13 0 C12. Presiunea de vaporizare, p0p0= f(t11) p0= 2,570 bar13. Temperatura de condensare, tctc = 34 0 C pc = 13,121 bar14. Temperatura soluiei bogate la ieirea din absorbitor, t5t5= tw1 + tAtA=(36) 0 C

t5= 25 + 3 = 28 0 C15. Temperatura soluiei srace la ieirea din fierbtor, t2t2 = tab - tF ; tF=(1015) 0 C

t2 = 120 -15 = 105 0 C

h2 = f(t2, pc) h2 = 275 kJ/kg 16. Concentraia soluiei bogate, sbsb= f(p0, t5) sb=43,12 %17. Concentraia soluiei srace, ssss= f(pc, t2) ss= 32,29 %

Intervalul de degazare al ciclului() trebuie s se ncadreze n (518)%.

= sb- ss= 43,12 32,29 = 10,83 % (518)%.18. Factorul de circulaie al soluiei, ff = = = 6,25 = 0,9998 19. Temperatura soluiei bogate la nceputul fierberii, t1t1 = f(pc, sb) t1 = 83 0 C

20. Temperatura soluiei bogate la intrare n fierbtor, t7t7 = t1 (1015) 0 C

t7 = 83 13 = 70 0 C

h7 = f(sb, t7) h7 = 83,30 kJ/kg

Punctul 6 este identic cu punctual 5 din punct de vedere al densitii i temperaturii, presiunea i entalpia variaz n timpul procesului de pompare al soluiei bogate astfel:

p6= pc + 1,5 bar

p6= 12,75+ 1,5 = 14,25 bar

h6= h5+ v5*(p6-p5)

h5 = f(t5, p0) h5 = -125 kJ/kg

p5= p0 = 2,57 bar

v5= 1,17 x 10-3 kg/lh6= h5+ v5* (p6 - p5) = -124,98 kJ/kg

21. Temperatura i entalpia vaporilor la ieirea din deflegmatorh8 = f(, pc) h8 = 1360 kj/kg

h8= f(t8, pc) h8 = 133.33 kj/kg, 8 = 92.1 %

t8 = t8 = 46 0 C

22. Entalpia specific n punctul 3 Se determin din bilanul termic masic al economizorului de soluie amoniacal; (f-1)*(h2-h3) = f*(h7-h6)

h3 = = = Punctul 3: f(h3, ss)

h3 = t3= 46 0 C23. Temperatura i entalpia pumctului 4t4 = t3b - 1..2C = 46 -2 = 34 0 C

= -20 kJ/kg

Entalpia vaporilor la intrarea in condensator se determina pe cale grafica din diagrama h - si log p - h, in functie de temperatura t8. Luand in considerare posibilele diferenta de origine a celor doua diagrame trebuie aplicat un coeficient de corectie, c:c = h8(logp-h) h8(h-) = 1730 1360 = 100 kj/kg

Entalpia amoniacului lichid la ieirea din condensator, h9h9= h3 c = 570 100 = 470 kj/kg Temperatura amoniacului la iesirea din subracitorul de amoniac, t10

,

t10 = 33 6= 26 C

h11=h10 laminare izentalpica

h11=h10 = 530 100 =430 kj/kg

p11 = p0h12 = 1673,46- 100 = 1573,46 kj/kg

h13 = 470-430+1573 = 1613 kj/kg24. Punctele din tabel au fost citite de pe grafic.

Puterile termice masice si totale ale aparatelor componente din instalatie:25. puterea frigorifica masica: q0 = h12-h11 = 1573,46 - 430 = 1243 kJ/kg26. - debitul masic de amoniac:

= = 0,0524 kg/s27. - debitul masic de solutie bogata:

sb = * f = 0,0524* 6,25 = 0,4375 kg/s28. - debitul masic de solutie saraca:

ss = * (f-1) = 0,0524* (6,25 -1 ) = 0,2751 kg/s 29. - puterea termica masica de condensare: qc = h8-h9 = 1360 - 470 = 815 kJ/kg30. - puterea termica totala a condensatorului: c = qc * =815 * 0,0524 = 46,63 kW31. - puterea termica masica a subracitorului de amoniac: qsr = h9 h10 = 470 430 = 40 kJ/kg32. - puterea termica totala a subracitorului de amoniac: sr = qsr * = 40* 0,0524 = 2,096 kW33. - puterea termica masica a subracitorului de solutie amoniacala: qsrss =(f-1)*(h2 h3) = 1301,79 kJ/kg34. - puterea termica totala a subracitorului de solutie amoniacala:srss = qsrss * = 1302* 0,0524 = 68,17 kW35. - debitul specific de reflux teoretic, rt:(1+rt)*h = 1*h8 + rt*h8

= = 0,33 36. - debitul real de reflux:

37. - puterea termica masica a deflegmatorului rezulta din ecuatia de bilant:

qDF = - = 605 kj/kg38. - puterea termica totala a deflegmatorului: DF = qDF * = 605 * 0,0524 = 31,7 kW39. - puterea termica masica a fierbtorului rezulta din ecuatia de bilant:

qf= +(f-1)*h2 + qDF f*h7qf= 1360 + (6,25 -1 )*266,7 + 605 - 6,25 * 83,3 = 2987.55 kJ/kg40. - puterea termica totala a fierbatorului:f = qf * = 2987.55 *0,0524 = 160 kW41. - puterea termica masica a absorbitorului:

qa = h13 +(f-1)*h4 f*h5 = 2810,9 kJ/kg42. - puterea termica totala a absorbitorului:a = qa * = 2810,9 * 0,0524 = 143 kW

= 0,125 kJ/kg

43. - puterea electrica consumata de pompa:PPS = lPS *

= 0,125*6,25= 0,78 kW44. - bilantul energetic al instalatiei:masic:

2987.55 + 1243 + 0,125 = 2810,9 + 815 + 6054230.55= 4230.9

global: 0 + f + PPS = a + c + DF60 + 160+ 0,78 = 143 + 46,63 + 31,7220,78 = 221,33

45. coeficientul de performanta al instalatiei:

= = 0,37546. - debitul de apa de racire pentru condensator :

= 2.22 kg/s47. - debitul de apa de racire pentru absorbitor :

= = 6.83 kg/s

_209204904.unknown

_233818412.unknown

_233818732.unknown

_233819052.unknown

_233819372.unknown

_233819692.unknown

_233889904.unknown

_233890224.unknown

_233890544.unknown

_233890864.unknown

_233891184.unknown

_233891504.unknown

_233891824.unknown

_233892144.unknown

_233892464.unknown

_233892784.unknown

_233893104.unknown

_233893424.unknown

_233963636.unknown

_233963956.unknown

_233964276.unknown

_233964596.unknown

_233964916.unknown

_233965236.unknown

_233965556.unknown

_233965876.unknown

_233966196.unknown

_233966516.unknown

proiect instalatii frigorifice.doc

Documents