practica documentara

1

Mod.

Coala Nr. Docum. Semn. Data

Elaborat

Verificat

Filipovici.A Litera Coala Coli

Proiect de an

UTM, gr. TAP-081

Ciumac.J

Universitatea Tehnica din Moldova

Facultatea Tehnologie si Management in Industria Alimentara

Catedra Tehnologie si Managament in Alimentatia Publica

Raport

CALCULUL NECESARULUI DE CĂLDURĂ PENTRU RESTAURANT CU ENERGIE TERMICĂ

Conducatorul proiect: Ciumac.J.

A efectuat : Studenta Gr-TAP-081 Filipovici.A.

Chisinau 2012

Coala

Mod Coala N. Document Semnat Data

UTM Gr-TAP-081Coala

Cuprins

1. Calculul hidraulic 2. Calcularea pierderilor de căldură prin indici

generalizaţi3. Analiza cadrului legislativ privind reglementarea

activităţii unităţii de restauraţie4. . Schema regulatorului de presiune, tip Pstudiul

ofertei unităţii

5. ANEХA6. Bibliografie

2

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

CALCULUL NECESARULUI DE CĂLDURĂ PENTRU APROVIZIONAREA

RESTAURANTULUI CU ENERGIE TERMICĂ

Generalităţi

Sistemul de încălzire este destinat creării în încăperile clădirilor a parametrilor termice

favorabile ce corespund condiţiilor de confort şi cerinţelor proceselor tehnologice.

Încălzirea se numeşte menţinerea artificială a temperaturii aerului din încăpere la nivelul

stabilit prin substituirea pierderilor de căldură cu ajutorul unor instalaţii speciale.

Încălzirea a încăperii poate fi efectuată de către corpurile de încălzire prin convecţie sau

radiaţie în dependenţă de modul de transfer de căldură predominant.

Sistem de încălzire se numeşte totalitatea elementelor constructive cuplate între ele şi

destinate obţinerii, transportării şi transferării cantităţii necesare de căldură aerului din încăpere.

Elementele constructive principale ale sistemului sunt:

Fig. 1.1. Schema sistemului de încălzire.

1 – generator de căldură; 2 – conducte de transportare a căldurii; 3 – consumatorul.

Agenţii termici utilizaţi în sisteme de încălzire la transportarea căldurii sunt: apă, abur, aer,

gaze de ardere. Cel mai utilizat agent de căldură este apa. Restaurantul, de asemenea, va avea

sistemul de încălzire cu apă. Agent termic circulă în sistem, cedează căldura corpului de încălzire şi

se readuce în generatorul de căldură pentru a fi reîncălzită.

Cazanul autonom va fi amplasat în subsolul clădirii pentru a forma diferenţa mai mare de

presiune în sistemul de ţevi, ceea ce va uşura circulaţia agentului termic.

Pentru determinarea puterii necesare a instalaţiei de încălzire şi calculelor ulterioare a tuturor

elementelor a sistemei (suprafeţele aparatelor de încălzire şi numărul de calorifere, debitul agentului

termic, secţiunile conductelor) se produce calculul detaliat a pierderilor de căldură în toate încăperile

a clădirii.

3

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Calculul necesarului de căldură pentru încălzire

Întocmirea bilanţului termic

Pierderile de căldură prin îngrădiri exterioare la regimul de temperatură impus se determină

prin mărimea fluxului termic şi depind de construcţia şi particularităţile termofizice a materialelor

folosite. Deci, alegerea corectă a materialelor termoizolante a îngrădirilor exterioare şi bine gîndită

partea constructivă a clădirii ne asigură obţinerea sarcinii termice de calcul cu o economie

avantajoasă.

Pentru determinarea puterii sistemului de încălzire, se alcătuieşte bilanţul termic pentru

timpul de iarnă:

Q = Qîng + Qinf – Qd.c. ;

Calculul necesarului de căldură pentru încălzire

Întocmirea bilanţului termic

Pierderile de căldură prin îngrădiri exterioare la regimul de temperatură impus se determină

prin mărimea fluxului termic şi depind de construcţia şi particularităţile termofizice a materialelor

folosite. Deci, alegerea corectă a materialelor termoizolante a îngrădirilor exterioare şi bine gîndită

partea constructivă a clădirii ne asigură obţinerea sarcinii termice de calcul cu o economie

avantajoasă.

Pentru determinarea puterii sistemului de încălzire, se alcătuieşte bilanţul termic pentru

timpul de iarnă:

Q = Qîng + Qinf – Qd.c. ;

unde: Qîng sunt pierderile de căldură prin îngrădirile de protecţie, în W;

Qinf .– pierderile de căldură prin infiltrări, în W;

Qd.c. – degajările de căldură de la iluminat, aparate de uz casnic, oameni, în W.

Pierderile de căldură prin îngrădiri includ pierderile prin podea, ferestre, uşi, tavan, deci,

formula se poate prezenta în felul următor:

Q = Qpod + Qfer.,uşi + Qper. + Qtavan + Qinf. – Qd.c.,

în care: Qpod sunt pierderile de căldură prin podea, în W;

Qfer.,uşi – pierderile de căldură prin ferestre şi uşi, în W;

Qper. – pierderile de căldură prin perete, în W;

Qtavan – pierderile de căldură prin tavan, în W;

Qinf .– pierderile de căldură prin infiltrări, în W;

Qd.c. – degajările de căldură de la iluminat, aparate de uz casnic, oameni, în W.

Bilanţul se întocmeşte pentru condiţiile staţionare cînd apare cel mai mare deficit de căldură.

4

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Calculul pierderilor de căldură prin podea

Pierderile de căldură prin podea neizolată termic se determină după metoda calculului

aproximativ. Pentru aceasta suprafaţa pardoselei se împarte în fîşii paralele cu perete exterior a cîte 2

m fiecare (zone convenţionale). Fîşia din apropierea nemijlocită cu peretele exterior se noteză cu

numărul 1, următoarele două zone cu numerele 2 şi 3 respectiv, iar restul se referă la zona 4. Calculul

pierderilor de bază de căldură se efectuiază după formulă:

,)( nttFkQ exin

unde: k este coeficientul global de transfer de căldură, în W/(m2K);

;1

pRk

în care: Rp – rezistenţa termică globală a îngrădirii de protecţie, în m2K/W;

F – aria suprafeţei îngrădirii perpendiculară pe direcţia fluxului de căldură, în m2;

tin – temperatura de calcul a aerului interior, în (C;

tex – temperatura de calcul a aerului exterior, în (C;

n – coeficientul de micşorare la calcularea pierderilor pentru diferite îngrădiri (se ia din tab.

p.47 [1])

Temperatura de calcul se ia pentru zona Republicii Moldova în timpul de iarna tex = -16 C.

Deoarece diferenţa de temperaturi se consideră egală cu cea pentru pereţi şi nu variază de la o zona la

alta, ceea ce nu este în realitate, se consideră variabilă rezistenţa termică globală a podelei. De aceea

rezistenţe globale termice pentru fiecare zonă se iau:

,1.2IpR

,3.4IIpR

,6.8IIIpR

,2.142

W

KmR IV

p

Ca exemplu, mai jos vom prezenta calculul pentru camere cu 1 perete exterior şi cu 2 pereţi

exteriori.

Formula generală pentru calcularea rezistenţei globale a podelei:

,

podelei

iip F

RFR

unde: Fi este aria zonei convenţionale, în m;

Ri – rezistenţa globală termică pentru această zonă, în m2K/W;

Fpodelei – suprafaţa podelei, în m2.

Calculul pentru cameră nr.2 din subsol (cu un perete exterior):

F1 = 2a = 1052 m2;

5

5 m

2 m

2 m

2 m

0,2 m

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

F2 = 2a = 1052 m2;

F3 = 2a = 1052 m2;

F4 = 0,2a = 0, 152 m2;

3.52.65

2.1416.8103.4101.210

pR m2K/W.

W/(m2K);Deci, pierderile de căldură prin podea în camera 2 vor constitui: W.Calculul pentru camera nr.1 din subsol (cu doi pereţi exteriori):

Camera are următoare parametri: 4 7,2 m.Deoarece camera se află în subsol, pereţii aceşteia se calculă cum ar fi prelungirea la podea, de aceea desenul de calcul va modifica parametrii camerei, după cum

este prezentat m Aria zonei F1 se calculează după formula:

2.312.624.92221 baF m2.

Aria zonei F2 se calculă în felul următor:

2.192)42.6(2)24.9(2)4(2)2(2 baF m2.

Suprafaţa zonei F3 va fi:

2.112)62.6(2)44.9(2)6(2)4(3 baF m2.

F4 este suprafaţa rămasă şi se calculează următor:

68.04.32.04 F m2.

Rezistenţa pierderilor de căldură a podelei:

36.42.64.9

2.1468.06.82.113.42.191.22.31

pR m2K/W.

Coeficientul global de transfer de căldură:

23.036.4

1k

W/(m2K);

Pierderile în camera nr.1 vor constitui:

31275.03128.5823.0 Q W.

Restul camerelor sunt similare şi rezultatele calcurilor vor fi prezentate în tabelul 1.

Calculul pierderilor de căldură prin perete

Pentru calcularea pierderilor de căldură prin perete trebuie de efectuat măsurarea suprafeţelor

acestora după anumite reguli, care ţin cont de procesul complex al transferului de căldură prin

6

F1

F2

F3

F4

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

elementele constructive de diferite configuraţii şi prevăd majorarea sau reducerea convenţională a

ariei în cazul când pierderile reale de căldură pot fi mai mici sau mai mari decât cele calculate.

Calculăm coeficientul global de transfer de căldură pentru primul tip de perete:

Componenţa peretelui 1

Fig. 1.2

Pereţi sunt alcătuiţi, de obicei, din mai multe straturi (tencuială, piatră de calcar, vopsea ş.a.)

care au o anumită grosime δi cu conductibilitatea λi.

Pierderile de căldură prin pereţi interiori se calculă dacă difirenţa de temperaturi între camere

adiacente este mai mare de 5 C. În cazul nostru asemenea cămeri nu sunt, de aceea pereţii interiori nu

se calculă.

Calculăm coeficientul global de transfer de căldură pentru perete cu ajutorul expresiei:

11int

1

ext

k

,

unde: αin este coeficientul de schimb de căldură prin convecţie interior, în )/( 2 KmW ;

αex – coeficientul de schimb de căldură prin convecţie exterior, în )/( 2 KmW ;

– rezistenţa termică a fiecărui strat a îngrădirii, în m2K/W.

Din [1] putem alege k aproximativ = 1,06 W/(m2K). Coeficientul n = 0,7 din [1] pentru

îngrădiri ce separă încăpere încălzită de cea neîncălzită sau care comunică cu aerul exterior. La

calcularea ariei pereţelor suprafaţa ferestrelor se scade.

Exemplu de calcul a peretelui din oficiu:

Aria peretelui cu fereastră: 5.137.25 F m2; aria ferestrei: 8.20.24.1 m2.

Pierderile de căldură prin perete se vor calcula în felul următor:

2867.0))16(20()8.25.13(06.1)( nttFkQ exin W.

Calculul pierderilor de căldură prin ferestre şi uşi

7

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Pierderile de căldură prin ferestre şi uşi au loc prin influienţa forţelor naturale. Aerul exterior

pătrunde în încăpere prin ferestre, uşi, canale de ventilaţie, de asemenea, şi pierderile de aer cald au

loc prin rosturile şi neetanşităţile ferestrelor şi uşilor. În afară de aceasta, aerul din interiorul clădirii

poate trece dintr-o cameră în alta.

Pierderile de căldură prin ferestre şi uşi se calculează după relaţia:

),(, exinuşfer ttFkQ

unde: F este suprafaţa ferestrei sau a uşii , în m2.

k – coeficientul global de transfer de căldură a ferestrelor, se ia din [1], în W/(m2K);

tin – temperatura de calcul a aerului interior, în (C; tex – temperatura de calcul a aerului

exterior, în (C;

Pentru ferestre din steclopachet k = 2,7 W/(m2K), pentru ferestre simple k = 2,5 W/(m2K).

Calculul pierderilor de căldură prin infiltrări

Mult influienţează sarcina termică puterea şi viteza vîntului, de aceea blocurile locative, mai

ales multietajateamplasate într-o localitate deschisă, necesită sarcină suplimentară. În timpul rece

încăperea pierde căldura prin îngrădirile de protecţie, căldura se cheltuieşte pentru încălzirea aerului,

care pătrunde în incintă prin rosturile îngrădirilor. În afară de aceasta trebuie de luat în consideraţie

mărirea posibilă a sarcinii termice – un coeficient de rezervă. De asemenea se ţine cont de partea a

lumii în care este aşezată clădirea. Toate acestea se iau în consideraţie prin adaosuri supra sarcinii

termice calculate în mărime de 20 %.

Pierderile de căldura în restaurant

Calcu

lul

pierd

erilor

de

căldu

ră în

camer

e a

restau

rantul

ui.

Tabel

ul 1.1

Nr.

Denumirea

încăperii

a h F, m2 k,

Km

W

2

n Δt, K Q, kW ∑Q, kW

1 2 3 4 5 6 7 8 9

8

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Subsol

1. Camera nr.1

Podea 9,4 6,2 58,28 0,23 0,75 31 312

2. Camera nr.2

Podea 5 6,2 31 0,19 0,75 31 137

3. Camera nr.3

Podea 20,9 6,2 129,58 0,21 0,75 31 633

4. Camera nr.4

Podea 5,3 8,8 46,64 0,26 0,75 31 282

5. Camera nr.5

Podea 5 8,8 63,36 0,18 0,75 31 265

6. Camera nr.6

Podea

11,1 8,8 117,04 0,15 0,75 31 408

1 2 3 4 5 6 7 8 9

7. Camera nr.7

Podea 5,7 8,8 69,52 0,17 0,75 31 275

2798

8. Camera nr.8

Podea 3 8,8 26,4 0,13 0,75 31 80

9. Scări

Podea 5,2 8,8 45,76 0,26 0,75 31 277

10. Coridor 35,3 1,6 56,48 0,1 0,75 31 120

I etaj

11. Sala

Perete exterior 1

Perete exterior 2

Perete exterior 3

Ferestre

16,25 2,7

12,2 2,7

6,6 2,7

30,9 2,3

43,88

32,94

17,82

71,1

1,06

1,06

1,06

2,7

0,7

0,7

0,7

36

36

36

36

1172

880

476

6908

9436

12. Spălătorie

Perete exterior 1

Ferestre

5,1 2,7

1,4 2,0

11

2,8

1,06

2,7

0,7 34

34

278

238

516

13. Vestiar

Perete exterior 1

Ferestre

6,55 2,7

1,0 1,6

14,5

3,2

1,06

2,5

0,7 36

36

387

288

675

14. Scări

Pereţi exteriori 32,7+1,01,6 23,2 1,06 0,7 34 585 585

II etaj

15. Sala

Perete exterior 1 10,9 2,7 29,43 1,06 0,7 36 786

9050

9

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Perete exterior 2

Perete exterior 3

Ferestre

12,2 2,7

6,6 2,7

30,9 2,3

32,94

17,82

71,1

1,06

1,06

2,7

0,7

0,7

36

36

36

880

476

6908

16. Oficiu

Perete exterior 1

Ferestre

5,0 2,7

1,4 2,0

10,7

2,8

1,06

2,5

0,7 36

36

286

252

538

17. WC

Perete exterior 1

Ferestre

3,0 2,7

1,0 1,6

6,5

1,6

1,06

2,5

0,7 36

36

174

144

318

18. Bucătăria

Perete exterior 1

Ferestre

9,0 2,7

1,0 1,6

21,1

3,2

1,06

2,5

0,7 34

34

532

272 804

1 2 3 4 5 6 7 8 9

19. Scări

Pereţi exteriori 32,7+5,62,7 23,2 1,06 0,7 34 585 585

20. Tavanul 30,9 12,2 377 1,45 0,9 36 17711 17711

Total pe etaje 43007

20 % 8601

Total pe restaurant 51610

Calcularea pierderilor de căldură prin indici generalizaţi

Pierderile de căldură se pot calcula din volumul restaurantului prin formula:

tVqQ ,

unde: q este căldura specifică, care se determină din formula:

6 V

aq

,

în care: a – coeficient care ţine cont de caracterul îngrădirii cu valoarea 1,75...2,25,

( – coeficient de temperatură, ( = 1,1; V – volumul clădirii, în m3.

t – diferenţa de temperaturi în interior şi din exteriorul clădirii, în K.

Determinăm volumul clădirii: 28646.72.129.30 V m3.

Căldura specifică:

58.02864

1.126

q W/(m3K)

Deci, pierderile vor constitui:

5980036286458.0 Q W.

Verificăm valoarea calculelor practice, care nu trebuie să depăşească 20 %:

10

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

137.059800

5161059800

teor

practeor

Q

QQE

Deci, ne convingem că eroarea este în limitele admisibile E = 13,7 %.

Calculul necesarului de căldură pentru apa caldă menajeră.

Apa caldă menajeră va fi asigurată de cazanul autonom, care este destinat cît pentru încălzire

atît şi pentru producerea apei calde. În restaurant va fi necesară apa caldă menajeră în lavoare şi în

două spălătorii. În [1] sunt prezentate normele de consum de apă pentru diferite consumatori:

pentru un lavoar din WC – 60 l/h;

pentru un lavoar din spălătorie – 270 l/h.

Cantitatea de apă caldă necesară va fi: 7802270460 l/h.

Determinăm necesarul de căldură pentru încălzirea apei:

tcmQ p ,

unde: m este debitul masic de apă caldă necesară, în kg/h;

cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kg K);

t – diferenţa de temperatură dintre apa fierbinte şi apa rece, ta.f. = 65 C, ta.r. = 5 C.

Deci, pentru încălzirea apei rece de la 5 pînă la 65 C este nevoie de căldura în cantitate de:

1960926019.4780 Q kJ/h,

sau Q = 54,47 kW.

Distribuirea necesarului de căldură pe parcursul zilei este prezentată în tabelul 1.2.

Distribuţia

consumului orar

pe durata de lucru.

Tabelul 1.2.

Timp de folosire,

h

% kJ/h Timp de folosire,

h

% kJ/h

10 1 1961 17 7 13726

11 5 9805 18 10 19609

12 5 9805 19 20 39218

13 5 9805 20 10 19609

14 5 9805 21 10 19609

15 5 9805 22 10 19609

16 5 9805 23 2 3922

11

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

0

50

100

150

200

250

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

Fig. 1.2. Dependenţa necesarului de căldură de perioada zilei.

Trebuie să trasăm linia care va uni originea de coordonate cu punctul final. Graficul obţinut

nu prezintă necesarul principal de consum de aceea că partea reală a graficului este amplasată mai

sus de linia consumului mediu în 24 ore. De aceea trasăm linia 2 paralel cu prima, dar ca ea să treacă

prin punctul maxim de consum, ce în cazul nostru constituie 10 h.

Prezentăm pe grafic dependenţa necesarului de căldură de timpul zilei:

0

50

100

150

200

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23

Qmax

Fig. 1.3. Cantitatea teoretică şi reală a consumului de căldură zilnic.

Deci, am obţinut consumul maximal de căldură pentru apă caldă menajeră, după care putem

determina volumul vasului acumulator. Vasul este necesar pentru că consumul nu este continuu ci se

12

t, h

Q, MJ/h

Q, MJ/h

t, h

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

distribuie neuniform pe parcursul zilei, de aceea surplusul de apă se va accumula în acest vas,

volumul căruia se calculează după formula:

tc

QV

p

max

,

în care: Qmax se ia din grafic; cp este capacitatea termică specifică, în kJ/(kg(K);

( - densitatea apei, în kg/m3; (t – diferenţa dintre temperaturile a apei caldă şi reci, în K.

Determinăm volumul vasului:

38699.06019.4

96078

V

m3.

Calculul hidraulic

Calculul hidraulic are scop de a determina pierderile de presiune care apar în interiorul ţevilor

din cauza rugozităţii suprafeţei ţevii şi cotiturilor locale. După valoarea pierderilor de presiune se

alege puterea necesară a pompei de circulaţie şi se determină dimensiunile conductelor. Circulînd

prin conductele apa pierde o parte din energia sa la înfruntarea rezistenţelor opuse mişcării ei de către

elementele sistemului. De aici rezultă că principiul de bază al calculului hidraulic este egalitatea

dintre presiunea disponibilă şi pierderile de sarcină la mişcarea cantităţii necesare de apă în sistem.

Determinăm puterea necesară a cazanului:

Qcaz = Qp + Qa.c.m. ,

unde: Qp este căldura necesară penrtu încălzire, în W;

Qa.c.m. – căldura necesară pentru încălzirea apei calde menajere, în W;

Qcaz = 51,61 + 54,47 = 106,1 kW.

Puterea necesară a pompei se calculează cu relaţia:

el

el

mPN

,

unde: P sunt pierderile de presiune, în Pa; m – debitul masic de agent termic, în kg/s;

(el – randamentul electric, (el = 0,7; ( – densitatea apei, în kg/m3.

Pierderile de presiune sunt alcătuite din două componente:

P = Plin + Ploc,

unde: (Plin sunt pierderile de presiune liniare, Pa;

Ploc - pierderile de presiune locale, Pa;

Pierderile liniare se determină prin formula:

13

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

,2

2w

d

lPlin

în care: ( este coeficientul de frecare; ( - densitatea apei, în kg/m3;

l – lungimea celei mai încărcate ramurii, în m;

w – viteza de curgere a apei prin ţevi, trebuie să fie nu mai mare de 1,5 m/s.

d – diametrul ţevii, în m.

Pentru determinarea vitezei de circulaţie a apei prin ţevi aplicăm formula:

4

2dwm

,

unde: ( este densitatea apei, în kg/m3; w – viteza de curgere a apei prin ţevi, în m/s;

( - constanta matematică, ( = 3,14; d – diametrul ţevii, în m.

Iar debitul masic vom calcula din relaţia:

,max

tc

Qm

p

unde: Qmax este necesarul de căldură pentru încălzire, W; ( – densitatea apei, în kg/m3;

t – diferenţa dintre temperatura agentului termic tur-retur, în K;

cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kgK);

62.010002019.4

51610

m

kg/s.

Diametrul ţevii se acceptă dex = 0,032 m şi se calculează viteza de circulaţie a apei:

8.0032.014.31000

62.04422

d

mW

m/s.

Pentru determinarea coeficientului de frecare trebuie să cunoaştem regimul miţcării

fluidului în ţevi, de aceea vom calcula numărul Reynolds:

dw

Re,

în care: ( este viscozitatea cinematică, se ia din îndrumare;

w – viteza de curgere a apei prin ţevi, în m/s; d – diametrul ţevii, în m.

Deci, valoarea numărului Reynolds va fi:

241511006.1

032.08.0Re

6

Dacă valoarea obţinută este mai mare de 10000 atunci curgerea este turbulentă. La curgerea

turbulentă în sistemul cu circulaţia forţată coeficient de frecare se determină din formula:

14

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

2

915.0134.0

Re

1.6lg2

d

ke,

unde: Re este numărul Reynolds; ke – coeficient de rugozitate echivalentă, ke = 0,2;

d – diametrul ţevii, în mm.

Fig. 1.8. Prezentarea sistemului de încălzire în izometrie.

Pentru calcularea diametrului ţevii verticale trebuie să aflăm debitul de agent termic:

,max

tc

Qm

p

unde: Qmax este necesarul de căldură pentru încălzire, în W; ( – densitatea apei, în kg/m3;

t – diferenţa dintre temperatura agentului termic tur-retur, în K;

cp – capacitatea termică specifică, în kJ/(kgK);

62.010002019.4

51610

m

kg/s.

Diametrul ţevii verticale se acceptă dex = 0,032 m şi se calculă viteza de circulaţie a apei:

8.0032.014.31000

62.04422

d

mW

m/s.

Este în limitele admisibile, deci acceptăm dex = 0,032 m.

Diametrului conductei pe I etaj acceptăm dex = 0,016 m. Aflăm debitul de agent termic:

17.010002019.4

14000

m

kg/s.

Viteza de circulaţie a apei:

15

de la sursă spre sursă

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

85.0016.014.31000

17.04422

d

mW

m/s.

Alegerea radiatoarelor.

Radiatoarele alese pentru încălzirea restaurantului sunt de la firma italiană Sira de tip RS 300

(panele secţionale bimetalice din oţel şi acoperite cu aluminiu). Sunt moderne, practice, mai ieftine

decît cele din aluminiu şi mai uşoare decît cele din fontă, cedează uşor căldura, şi în plus sunt estetic

foarte favorabile pentru restaurant.

Reieşind din necesarul de

căldură pentru încălzirea pe etaje

şi avînd cantitatea de căldură degajată de

la o secţie 140sec ţQ

W putem calcula

numărul de secţii:

ţsecQ

Qn i

,

unde: Qi este necesarul de căldură pe un etaj, în W;

Qsecţ – cantitatea de căldură degajată de la o secţie, în W.

100140

14000In

secţii;

207140

29000IIn

secţii.

Vom distribui radiatoarele în incintele în felul următor:

pe I etaj: în vestiar amplasăm 2 radiatoare cîte 3 secţii sub cele 2 ferestre; în spălătorie – un

radiator cu patru secţii; în sală – 6 radiatoare cîte 8 secţii şi 6 cîte 7 secţii.

pe etajul II: în spălătorie un radiator cu 4 secţii; în bucătărie un radiator cu 5 secţii; în viceu –

5 secţii; în oficiu managerului – 4 secţii; în sală vor fi 5 radiatoare cîte 10 secţii şi 10 cîte 14 secţii.

Caracteristicile tehnice

Dimensiunea între axe: 300 мм

Înălţimea: 372 мм

Lungimea secţiei: 80 мм

Masa secţiei: 1.5 кg

Volumul apei într-o secţie: 0.2 l

Puterea termică de la o secţie: 140 W

16

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Calculul ventilaţiei prin refulare

Instalaţia camerei pentru ventilaţia de refulare vom amplasa la etajul II. Conductele de aer

vom aşeza în centrul de sus a incintelor paralel la etajul I şi II. Schema ventilaţiei este prezentată în

fig. 1.3.

Fig. 1.3. Schema de amplasare a ventilaţiei prin refulare.

Schimbul sumar de aer va constitui:

480023001001501700350200maxrefc

ref VV m3/h.

Volumul de aer refulat la etajul I constituie: 2250refIV m3/h,

Volumul de aer refulat la etajul II constituie: 2550refIIV m3/h.

În calcule se adoptă viteza aerului în conductele de aer w = 3,5 – 5 m/s, în orificiile de

aspiraţie w = 2,5 – 3 m/s.

Pentru determinarea ariei secţiunilor transversale a conductelor de aer vom folosi relaţia:

,w

Vf

unde: V – volumul aerului din încăpere, în m3/s; w – viteza de circulaţie a aerului, în m/s.

După aceasta, adoptînd parametrii secţiunilor transversale şi divizîndu-le la 50, recalculăm

viteza pe zone.

Vom prezenta un exemplu de calcul al secţiunii transversale sectorului iniţial al conductei de

aer, la debit maxim:

33.036004

4800max

f

m2.

Luînd în consideraţie că înălţimea încăperii este de numai 2,7 m, înălţimea conductei de aer

trebuie să fie aleasă cît mai mică. Aceasta se face reieşind din considerente că la instalarea tavanului

suspendat să nu fie micşorată considerabil înălţimea încăperii.

Adoptăm parametrii conductei de aer: a h = 800 400 m, 32.0'max f m2.

17

1 – camera de refulare;2 – spălătorie;3 – bucătărie;4 – sală;5 – vestiar;6 – spălătorie;7 – sală.5

6

4

71

2

3

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Recalculăm viteza: 16.4

32.03600

4800'

max

max

f

Vw

ref

m/s.

Toate sectorele se calculează în mod analogic şi rezultatele le trecem în tab. 1.4.

Calculul de

dimensionare

a ventilaţiei

prin refulare.

Tabelul 1.4.

Nr.

sect.

Vc,

m3/h

W0,

m/s

f',

m2

W',

m/s

a h,

mm

I etaj

1. 4800 4 0,32 4,16 800 400

2. 2250 4 0,16 3,9 400 400

3. 200 4 0,015 3,7 150 100

4. 350 4 0,02 4,86 200 100

5. 1540 4 0,1 4,27 400 250

6. 850 4 0,06 3,9 300 200

7. 510 4 0,035 3,54 200 200

II etaj

8. 2550 4 0,16 4,43 400 400

9. 2090 4 0,14 4,15 400 350

10. 150 4 0,01 4,17 100 100

11. 1480 4 0,1 4,1 400 250

12. 100 4 0,01 2,8 100 100

13. 920 4 0,06 4,26 300 200

14. 460 4 0,03 4,26 200 150

Determinăm ariile orificiilor, aplasarea cărora este prezentată în fig. 1.4.

0185.036003

2003

oriff m2,

0162.036003

1754

oriff m2,

0157.036003

1707

oriff m2.

În vestiar este prevăzut un orificiu de refulare cu debitul 200 m3/h, în spălătorie – 2 orificii cu

debitul 175 m3/h fiecare, în sală – 10 orificii cu debitul 170 m3/h.

Conductoarele sunt montate în ţevi metalice şi amplasate prin podea.

Calculul curenţilor de scurtcircuit

18

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Pentru determinarea curenţilor de scurtcircuit se elaborează schema echivalentă începînd de

la PT pînă la cel mai îndepărtat receptor din punct de vedere electric.

Fig. 2.3. Schema echivalentă a sistemului de alimentare cu energie electrică

Curentul de scurtcircuit trifazat în punctul 1 se setermină cu expresia:

3

1

3

3

Z

UI mnsc

, (2.16)

unde: Umn este tensiunea medie nominală a reţelei electrice (RE) de 6 kV, Umn = 6,3 kV;

Z1 – impedanţa sistemului în p.1, în .

83,048,068,0 2221

211 xrZ Ω . (2.17)

38,483,03

3,63

scI kA

Raportăm impendanţa de la tensiunea de 6 kV la cea de 380 V:

6

38,06138,01

mn

mnkVkV U

UZZ

, (2.18)

unde: 38,0mnU= 0,4 kV – tensiunea medie nominală a RE-0,38 kV.

0027,03,6

4,068,0

2

1

r Ω.

0019,03,6

4,048,0

2

1

xΩ.

3,39,17,2 221 Z mΩ.

În cazul unui scurt circuit în p.6, schema echivalentă va fi:

1 2 3 4 5 6

Z1

E

Zb1 ZS1 Zb2 ZS2Zt

Fig.2.4. Schema echivalentă de alimentare cu energie electrică p.1 ÷ 6.

Impendanţa sumară a circuitului 1-6 va fi:

m

xxxxxrrrrrrZ sbsbtcsbsbtk

67,26878,18844,18

07,06189,005,041566,0171045,06296,015,04142,09,5

22

22

22211

2221161

19

k1

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Astfel curentul de scurtcircuit trifazat în p.6 va fi:

61

31

3

k

mnsck

Z

UI

, (2.19)

unde: Umn = 400 V,

ZΣk1 – impendanţa reţelei până în p.6 şi se calculă cu relaţia:

;93,29778,20544,21

)878,189.1()844,187,2(

22

222611

26116111

m

xxrrZZZ kkkk

72,793,293

400)3(

scI kA

Curentul de şoc se determină cu relaţia:

301,0

12 scT

ş Iei a

, (2.20)

unde: Ta este constanta de timp şi se calculă cu relaţia:

R

xTa

, (2.21)

unde: ω este frecvenţa unghiulară, ω = 314 s-1,

003,0544,21314

778,20

aT

s.

3,1172,712 003,0

01,0

eiş

kA

Puterea de scurtcircuit va fi:

33 3 scmnsc IUS ,

35,572,74,033 scS MVA.

Scurtcircuit în p.2.

Schema echivalentă va fi:

Fig.2.5. Schema echivalentă a sistemului p. 6 ÷ 10.

189,1591015,25,049,025,010025,1544,2183.112 QFbcswkk rrrrrr mΩ;

77,282,15,0185,01,0100066,0778,2083..112 QFbcswkk xxxxxx mΩ;

20

k2

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

768,16177,28189,159 222 kZ mΩ;

428,1768,1613

4002

3

sckI kA;

0006,0189,159314

77,282

akT

s;

02,2428,112 0006,0

01,0

eiş

kA;

989.0428,14,0332 sckS MVA.

Scurtcircuit în p.3.

Schema echivalentă va fi:

Fig.2.6. Schema echivalentă a sistemului p.10 ÷ 16.

;939,369109,0145,1210825,115,27,2189,159

31425223

m

rrrrrrrrr cKMwQFwQFTAkk

;454,403,014104,05,68066,02,17,177,28

31425223

m

rxxxxxxx KMwQFwQFTAkk

144,372454,40939,369 223 kZ mΩ;

62,0144,3723

4003

3

sckI kA;

0003,0939,369314

454,403

akT

s;

98,069,012 0003,0

01,0

eiş

kA;

43,062,04,03315 sckS MVA.

Regulatoare cu acţiune proporţională, tip P

Pentru perfecţionarea proprietăţilor dinamice regulatorului integral vom introduce un circuit al

reacţiei inverse cu scopul atenuării procesului tranzitoriu. Fizic circuitul de reacţie inversă poate fi

realizat cu ajutorul unei pîrghii , care asigură o legătură rigidă dintre burduf şi plungerul sertăraşului

21

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

de distribuţie precum şi a tijei pistonului. Schema regulatorului de presiune de tip I va fi puţin

modificată:

Fig. 3.2. Schema regulatorului de presiune, tip P

Sub influenţa variaţiei de presiune, pârghia va ocupa poziţia A’B’V’ şi va deschide canalul „a” al

sertăraşului. Pistonul servomotorului va începe să coboare şi concomitent punctul V trece în poziţia

V’. Însă împreună cu el îşi schimbă poziţia şi punctul V. Deoarece creşterea presiunii va fixa punctul

A în poziţia A’, atunci rotirea pârghiei se va efectua în jurul punctului nou A. Punctele mobile vor fi

B’, V’. Deoarece punctul A’ este fix şi pîrghia este rigidă, deplasarea punctelor B’ şi V’ vor fi

proporţionale. Astfel, regulatorul acţionează numai la o variaţie a mărimii de reglare, deplasând

supapa la o distanţă cu atât mai mare, cu cât mai mare este saltul presiunii şi invers.

Din aceste considerente deplasarea pistonului servomotorului este determinată de relaţia::

tktU .

Funcţia de transfer a regulatorului de tip P este:

kPW .

Procesul de obţinere a biodieselului.

Din punct de vedere tehnic biodieselul este un metil ester al unui acid gras. El se obţine în urma

reacţiei lipidelor cu un alcool primar, iar ca un catalizator se foloseşte baza, de exemplu, hidroxid de

sodiu sau de potasiu.

Reacţia procesului de cataliză basică este:

trigliceride + metanol metil ester + glicerina.

22

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

După cum se vede, în urma acestei reacţii de transesterificare se obţine un produs secundar –

glicerina, care are o valoare ridicată pe piaţa farmaceutică. În dependenţă de procesul tehnologic se

pot obţine şi alte procese secundare: săpunul, turte presate, făina şi al.

Instalaţiile pentru procesul de transesterificare se clasifică după durata de fucţionare: continuu sau

discontinuu. Pentru producerea mai mult de 37,8 * 106 l de biodiesel este mai raţional de folosit

proces continuu. Deoarece pentru încălzirea, aprovizionarea cu apă caldă menajeră şi cu ventilare a

restaurantului este nevoie de 107,4 t/an se alege instalaţia cu funcţionare discontinuu.

Procesul de transesterificare bazică în plan general se poate de prezentat în felul următor:

Fig. 4.1. Schema bloc a fluxului unui proces de transesterificare bazică.

Schema unui proces discontinuu de transesterificare bazică, care a fost elaborată de Canakci şi

colaboratori:

23

decantoare

spălare

purificare

evaporare

catalizator ulei vegetal alcool

reactor

biodiesel

Recupe-rator

acid mineral

neutralizare distilare

evaporare

decantoracizi graşi

glicerina

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Fig. 4.2. Schema unui proces discontinuu de transesterificare bazică (Canacki şi colaboratori)

Pentru obţinerea biodieselului cu calitate mai ridicată este necesar de al purifica prin spălare cu apă,

distilare, uscare şi filtrare. Raportul dintre biodieselul obţinut şi glicerina este, aproximativ, de 10:1.

Caracteristicile ale combustibilului, care determină eficienţa lui energetică sunt:

Cifra cetanică – este o măsură a calităţii de aprindere a dieselului sau, cu alte cuvinte, timpul de

întîrziere la aprindere (cel mai eficient este să fie în limitele 40 50);

Temperatura de tulburare – este temperatura la care combustibilul devine tulbure din cauza formării

cristalelor de ceară.

Căldura de combustie – căldura care se degajă la arderea unei cantităţi de materie.

Punct de lichifiere – proprietatea de curgere la temperaturi scăzute.

O recetă de obţinere a metil esterului în condiţii casnice din internet (www.rogri.ro):

La un litru de ulei se adaugă 200 – 220 ml de metanol şi 5 g de catalizator NaOH (hidroxid de sodiu,

deoarece este cel mai ieftin).

Exemplu a unei instalaţii de producere a biodieselului.

Ca un exemplu la obţinerea a biodieselului poate servi un sistem complet – FuelMeister:

24

Apa de spălare

Încălzitor de apă

Separare şi spălare a esterului

pompă

densitometru

Eliminarea apei de spălare

Bazin de stocare a glicerinei

filtru

Stocare de ester

pompă filtru

Stocare de materieprimă

pompă

pompă aer

Amestec alcool +

catalizator

motor agitator

biodiesel

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Instalaţiile FuelMeister au un sistem închis şi nu va fi nevoie de a curăţi, filtra lichidurile reziduale.

Această instalaţie este mică, compactă şi poate uşor încăpe într-un colţ al garajului.

Sunt necesari numai 10 paşi pentru a produce biodieselul în această instalaţie:

De a instala FuelMeister într-un loc bine ventilat, cald şi nepericulos.

De a adăuga galoane de ulei (la stînga),

de metanol (la dreapta) şi pentru biodiesel

(mai la dreapta).

De a pompa 40 de galoane de ulei cu ajutorul pompei.

De a face un simplu test la calitatea uleiului

De a agăuga corect cantitatea necesă de

catalizator într-un rezervor prealabil.

De a adăuga 8 galoane de metanol în rezervorul

25

Fig. 4.3. Pentru obţinerea a 42 galloane de biodiesel în 48 ore

Fig. 4.4. Pentru obţinerea a 42 galloane de biodiesel într-o zi.

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

prealabil pentru dezolvarea catalizatorului.

De a conecta taimerul şi să aşteptaţi

să se amestice bine cu mixerul.

De a lăsa pe noapte să se depună

glicerina şi să o evacuaţi adăuza.

Sistemul încorporat de spălare permite de a

obţine mai uşor calitatea mai bună a biodieselului.

Acum se poate de folosit biodieselul după necesitate.

Procesul de extracţie a uleiului.

Producerea biodieselului depinde în mare măsură de procesul de extracţie a uleiului, care poate fi

continuu sau descentralizat (presarea la rece).

În procesul de presare la rece rămîn turte cu o valoare nutritivă ridicată, bogate în ulei şi în grăsimi.

Aceste turte se pot folosi ca furaj în industria zootehnică în calitate de hrană pentru animale. Pentru

fermieri ar fi un pas înainte spre auto-alimentare, auto-control şi venituri suplimentare.

Un proces continuu, de obicei, folosit în domeniul industrial, cu folosirea solvenţilor, lasă turta presată aproape fără ulei şi nu poate fi realizată ca furag pentru animale. Acest proces se aplică în cazuri cînd capacitatea de producţie atinge 500 t/zi, deoarece necesită investiţii foarte

26

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

mari. Investiţii la presarea la rece sunt mult mai reduse, dar şi capacitatea lor se limitează la,

aproximativ, 25 t/zi.

Presele pentru presarea uleuilui se deosebesc după modul se evacuare a uleiului. Două cele mai

folosite sunt:

cu carcasă perforată;

cu filtru.

Fig. 4.5. Presa cu carcasă perforată.

Dispozitivul de evacuare a uleiului este în forma de orificii în carcasa presei. Această instalaţie este

mai simplă, dar uleiul brut este necesar de filtrat. Şnecul, rotîndu-se, presează seminţele şi uleiul se

scurge printre orificii. Turta iese prin orificiul duzei şi în dependenţă de parametrile acesteia poate

avea diferite forme (dreptunghiulară, peliţă).

Fig. 4.6. Presa cu filtru.

Acest fel de presă este puţin mai complicată în construcţie. Între rosturile a barelor carcasei sunt

montate filtrele. Dimensiunile presei şi viteza de rotaţie a şnecului trebuie să se modifice în funcţie

de seminţele folosite.

Exemplu al unei prese de ulei complet automatizată este:

Presa Hot oil, modelul RGR-3, cu caracteristicile:

Capacitatea – 2-3 t/zi;

27

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

Motor electric – 4 kW;

Sursa de încălzire – 0,55 kW;

Sursa de curent – 380/220V;

Dimensiuni – 1,2 1 1,3

Greutate – 500 kg.

Fig. 4.7. Presa automatizată de ulei Hot oil (RGR-3).

O caracteristică a uleiului este viscozitatea sporită. Aceasta împiedică folosirea boidieselului în zone

cu temperaturi scăzute sau impune încălzirea traseului de curgere a acestuia, ceea ce iarăşi duce la

majorarea preţului prin instalarea unui preîncălzitor. Se recomandă instalarea unui schimbător de

căldură care va prelua căldura de la turta tresată, care se încălzeşte pentru prevenirea înfundării

duzei.

28

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

4.2.3. Folosirea biodieselului în cadrul restaurantului.

Este clar, că în urma funcţionării restaurantului se vor grămădi cantităţi substanţiale de ulei şi

grăsime reziduale, care se vor utiliza ca adaosul la ulei obţinut de la presare. Toate instalaţiile sunt

amplasate în subsol, unde se vor asigura condiţiile favorabile pentru producerea metil esterului: se va

menţine temperatura la 20 C, este prevăzută ventilaţia. Deoarece producerea şi consumul

biodieselului se va efectua într-un loc (toate echipamente se află în apropierea unuia de altul)

cheltuielile sporite legate cu transportarea acestuia nu vor fi.

V. PROTECŢIA MUNCII ŞI A MEDIULUI AMBIANT

5.1. Analiza condiţiilor de muncă

Drepturile muncitorilor în Republica Moldova sunt apărate de Codul Muncii al Republicii Moldova,

în care se stipulează principalele puncte al condiţiilor de muncă, drept la un loc de muncă confortabil.

La condiţiile confortabile se referă:

temperaturi normate la locul muncii: iarna să fie încălzire, iar vara să se asigure condiţionarea sau

ventilarea a aerului; dacă sunt degajeri de căldură sporite în cadrul procesului tehnologic să fie

asigurată aspiraţia a aerului fierbinte şi insuflarea a aerului rece curat.

umiditatea relativă să fie în limitele admisibile;

viteza aerului în înteriorul încăperii să nu depăşească 1,5 m/s.

Nici o producţie nu poate fi absolute fără pericol sau fără de factori dăunători asupra organismului

uman. Obictivul protecţiei muncii constă în ameliorarea condiţiilor de muncă.

Consecinţele sociale şi economice vor fi:

micşorarea numărului de traume şi boli profesionale, ceea ce va duce la micşorarea cheltuielilor

pentru recompensările respective;

satisfacerea morală în muncă va contribui la îmbunătăţirea disciplinei, care la rîndul său va duce la

mărirea cantităţii şi calităţii producţiei, respectiv va scădea preţul de cost al producţiei.

Deoarece restaurantul are graficul de lucru de la 11 – 23 personalul lucrează după diferite grafice de

lucru. Muncesc două schimburi cu intervalul de o zi. Condiţiile de muncă diferă în dependenţă de

lucrul efectuat. De exemplu, în bucătărie temperatura aerului este mai mare ca în celelalte încăperi şi

umiditatea relativa este mai ridicată din cauza preparării bucatelor (felurilor fierbinţi). Deaceea se

prevăd un şir de măsuri pentru ameliorarea condiţiilor de muncă (ventilaţia generală şi locală).

Aceste măsuri duc la aceea, că bucătarii mai puţin obosesc, sunt mai atenţi la lucrul efectuat şi se

29

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

reduce posibilitatea de traume: să nu se frige de la plite, la cuptoare electrice, să nu se rănească la

maşină de tocat carne, cu cuţite.

Altă datorie a administraţiei restaurantului în afară de menţinerea microclimei normate este

asigurarea personalului cu îmbrăcăminte de muncă: bucătarii primesc halate, şorţuri, chipii;

personalul de deservire a sălilor (oficianţii, barmenii) se asigură cu costume speciale. Din contul

restaurantului ele sunt curăţite şi schimbate.

5.2. Igiena muncii şi sanitarie

5.2.1. Igiena muncii privind parametrii microclimei

La locul de muncă omul trebuie să se simte confort, ceea ce mult depinde de parametrii optimali a

microclimei. Normativele parametrilor microclimei se reglementează de standartul STAS12.1.005-

88. Parametrii microclimei şi substanţelor dăunătoare.

Parametrii microclimei sunt:

temperatura, C;

presiunea, Pa;

viteza aerului, m/s;

umeditatea, %.

Temperatura optimală a aerului în încintele restaurantuli este menţinută şi reglată de sistemul de

încălzire în perioada rece a anului şi de sistemul de condiţionare şi ventilare în perioada caldă a

anului.

Degajeri de substanţe nocive sau toxice la locurile de muncă a restaurantului nu sunt. În locul

amplasării agregatului de cazan temperatura posibil să fie puţin mai ridicată din cauza procesului de

ardere, dar agregatul nu este foarte mare şi este izolat bine, de aceea condiţiile de muncă sunt

favorabile şi nu dăunează lucrătorului. Nivelul de zgomot este, de asemenea, în limitele accesibile.

Umiditatea relativă în toate incintele a clădirii se află în limitele admisibile în care omul se simte

normal = 40 60, iar la bucătărie sunt amplasate nişe de tiraj.

5.2.2. Igiena muncii privind ventilaţia

Ventilaţia poate fi:

naturală;

artificială;

mixtă.

În orice încăpere este prevăzută ventilaţia naturală prin ferestre şi uşi. De asemenea în restaurant este

prevăzută ventilaţia artificială. Ventilaţia artificială la rîndul său se împarte în generală şi locală.

Ventilaţia locală se prevede în locul a încăperii unde degajeri de substanţe nocive sau dăunătoatre se

30

Coala


UTM Gr-TAP-081Coala

află în afara limitelor admisibile. În cazul nostru aşa fel de ventilaţie se află la bucătărie în calitate de

nişe de tiraj. Ventilaţia generală se destinde pe tot perimetru a clădirii. Deci, normele sanitaro-

igienice se respectă.

5.2.3. Igiena muncii privind iluminarea locurilor de muncă

Iluminarea insuficientă a locurilor de muncă poate duce la înrăutăţirea vederii, la dezvoltarea unelor

boli a ochilor sau, chiar, la traume. Iluminarea prea puternică a locului de muncă duce la fenomen de

orbire.

Restaurantul este asigurat cu iluminatul natural şi artificial.

Iluminatul natural se asigură de ferestre. În cazul nostru acesta este lateral, deoarece peretele din faţă

este confecţionat complet din sticlă, iar în toate altele încăperi sunt prevăzute ferestre.

31

practica documentara

Documents