Главная
База знаний "Allbest"
Производство и технологии
Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа
Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа
Назначение распределительных холодильников. Расчет и подбор холодильного оборудования, разработка принципиальной схемы холодильной установки и ее автоматизация. Проект машинного и насосного отделения, вспомогательных помещений, наружной площадки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.08.2011 |
| Размер файла | 99,3 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
50
Размещено на http://www.allbest.ru/
"Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа"
Оглавление
- Введение
- 1. Исходные данные
- 2. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов
- 2.1 Выбор расчетного режима
- 2.2 Выбор термодинамических циклов холодильной установки
- 2.3 Построение термодинамических циклов
- 3. Подбор холодильного оборудования
- 3.1 Компрессорные агрегаты
- 3.2 Подбор водяных конденсаторов
- 3.3 Подбор градирни
- 3.4 Подбор батарей
- 3.5 Подбор воздухоохладителей
- 3.6 Подбор линейного ресивера
- 3.7 Подбор циркуляционных ресиверов
- 3.8 Выбор дренажного ресивера
- 3.9 Выбор маслосборника
- 3.10 Выбор воздухоотделителя
- 3.11 Подбор маслоотделителя
- 3.12 Подбор промежуточных сосудов
- 3.13 Подбор водяных насосов
- 3.14 Подбор аммиачных насосов
- 3.15 Расчет трубопроводов
- 4. Объемно-планировочные решения
- 5. Автоматизация холодильной установки
- 6. Разработка принципиальной схемы холодильной установки
- Список использованной литературы
Введение
Распределительные холодильники предназначены для равномерного обеспечения городов и промышленных центров продуктами питания, производство которых носит сезонный характер, в течение всего года. Распределительные холодильники характеризуются большой вместимостью помещений для хранения продуктов.
Схемы непосредственного охлаждения являются наиболее эффективной. Но есть и определенные трудности возникающие при работе холодильной установки. Схемы узла подачи хладагента должны обеспечить надежную защиту от влажного хода компрессора, правильную раздачу жидкого хладагента по охлаждающим приборам, поддержания температуры в охлаждаемых объектах, возможность удобного и быстрого удаления масла и загрязнений с внутренней поверхности охлаждающих приборов и емкостных аппаратов, а также удаление снеговой шубы с наружной поверхности охлаждаемых приборов.
Применение насосно-циркуляционной схемы значительно усиливает циркуляцию подаваемой жидкости. Это увеличивает эффект саморегулирования подачи и практически освобождает от необходимости вмешиваться в раздачу жидкости по объектам, а также улучшает теплоотдачу в охлаждающих приборах.
Для реализации проекта распределительного холодильника необходимо выполнить расчет и подбор холодильного оборудования, разработать принципиальную схему холодильной установки. Спроектировать машинное и насосное отделения, вспомогательные помещения, наружную площадку.
1. Исходные данные
Хладагент: R717
Место расположения предприятия: г. Уфа
Температура кипения в охлаждающих системах:
t01 = - 7C,
t02 = - 19 C,
t03 = - 40 C.
Теплопритоки в системах:
Qт1 = 405 кВт,
Qт2 = 510 кВт,
Qт3 = 590 кВт.
Доля теплоты, отводимая батареями:
При t01 = - 7 C21%
При t01 = - 19 C10%
При t01 = - 40 C0%
Доля теплоты, отводимая воздухоохладителями:
При t01 = - 7 C79%
При t01 = - 19 C90%
При t01 = - 40 C100%
Среда, охлаждающая конденсатор: вода
Способ подачи хладагента в испарительную систему: насосно-циркуляционный
Вид подачи хладагента в камерные охлаждающие приборы: верхняя
Тип циркуляционного ресивера горизонтальный со стояком
Способ регулирования температуры кипения: статический
холодильная установка распределительный холодильник
2. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов
2.1 Выбор расчетного режима
Расчетный режим холодильной установки характеризуется температурами кипения и конденсации хладагента. При проектировании установки за расчетный режим принимают интенсивность работы установки в наиболее напряженный по работе период года. Для данного периода находим климатические параметры атмосферного воздуха в районе расположения холодильника (г. Уфа).
Среднемесячная температура самого жаркого месяца:
t ср. м = 24,2C [6].
Среднемесячная относительная влажность самого жаркого месяца:
ц = 54% [6].
Температура абсолютного максимума
t а. м = 39 C [6].
Определение расчетной температуры наружного воздуха:
tн. р. = tср. м + 0,15*tа. м = 24,2 + 0,15•39 = 30 C [4];
Температура мокрого термометра при tн. р. = 30 C и ц = 54 %:
tм. т = 23 C [8].
Для водяного конденсатора температура конденсации определяется по формуле:
[4],
где
tw1 - температура воды на входе в конденсатор, °С;
tw1 - температура воды на выходе из конденсатора, °С;
к - средняя логарифмическая разность температур конденсатора,
к= 46 К [4];
[4];
[4],
где
- нагрев воды в конденсаторе, = 25 К [4];
згр - коэффициент эффективности градирни, згр=0,5 [4].
.
Для каждой температуры кипения и температуры конденсации определяем соответствующее давление [3]:
t01 = - 7C; р01 = 3,28 бар;
t02 = - 19 C; р02 = 1,99 бар;
t03 = - 40 C; р03 = 0,72 бар;
tк = 35C; рк = 13,51 бар;
2.2 Выбор термодинамических циклов холодильной установки
Для выбора цикла рассчитываем отношение давлений хладагента в циклах:
1 = рк / ро1 = 13,51/3,28 = 4,12;
2 = рк / ро2 = 13,51/1,99 = 6,8;
3 = рк / ро3 = 13,51/0,72 = 18,76;
При отношении давлений ? 8 рекомендуется применять схему с двухступенчатым сжатием. Из этого следует, что для низкотемпературного уровня tо3 = - 40 C требуется выбрать схему с двухступенчатым сжатием. Выбираем традиционную схему холодильной установки с промежуточным сосудом. Для температурных уровней tо1 = - 7 C и tо2 = - 19 C принимаем схему с одноступенчатым сжатием.
2.3 Построение термодинамических циклов
Построение термодинамических циклов заключается в определении параметров узловых точек цикла. Эти параметры находят с помощью диаграммы LgP-h для аммиака, на которую нанесен выбранный цикл.
Перегрев пара, всасываемого в компрессор:
tпер= 5 C для компрессоров с температурами t01 = - 10 C и t02 = - 30 C [4];
tпер= 10 C для компрессора c температурой t03 = - 40 C [4].
Переохлаждение жидкости в конденсаторе:
tпо= 23 C, принимаем tпо= 2 C [4].
Промежуточное давление для 3-го цикла:
;
Температура при промежуточном давлении:
tпр = - 7 C [3].
Таблица 1
Параметры узловых точек для t01=-7C
|
точки |
1? |
1 |
2 |
3 |
3` |
4 |
4` |
m |
|
|
t, C |
-7 |
-2 |
105 |
33 |
35 |
-7 |
-7 |
80 |
|
|
p, бар |
3,28 |
3,28 |
13,51 |
13,51 |
13,51 |
3,28 |
3,28 |
13,51 |
|
|
v, м3/кг |
--- |
0,39 |
0,13 |
--- |
1,702•10-3 |
--- |
1,543•10-3 |
--- |
|
|
h, кДж/кг |
1440 |
1460 |
1695 |
350 |
360 |
350 |
170 |
1610 |
Таблица 2
Параметры узловых точек для t02=-19C
|
точки |
1? |
1 |
2 |
3 |
3` |
4 |
4` |
m |
|
|
t, C |
-19 |
-14 |
135 |
33 |
35 |
-19 |
-19 |
80 |
|
|
p, бар |
1,9 |
1,9 |
13,51 |
13,51 |
13,51 |
1,9 |
1,9 |
13,51 |
|
|
v, м3/кг |
--- |
0,5 |
0,14 |
--- |
1,702•10-3 |
--- |
1,504•10-3 |
--- |
|
|
h, кДж/кг |
1430 |
1450 |
1760 |
350 |
360 |
350 |
105 |
1610 |
Таблица 3
Параметры узловых точек для t03=-40C
|
точки |
1? |
1 |
2 |
3 |
3” |
mн |
4 |
5 |
5` |
6 |
6` |
7 |
8 |
8` |
mв |
|
|
t, C |
-40 |
-30 |
70 |
-2 |
-7 |
50 |
105 |
33 |
35 |
-7 |
-7 |
-2 |
-40 |
-40 |
80 |
|
|
p, бар |
0,72 |
0,72 |
3,12 |
3, 12 |
3, 12 |
--- |
13,51 |
13,51 |
13,51 |
3,12 |
3,12 |
13,5 |
0,72 |
0,72 |
--- |
|
|
v, м3/кг |
1,6 |
1,7 |
0,49 |
0,39 |
0,37 |
--- |
0,39 |
--- |
1,702•10-3 |
--- |
1,543•10-3 |
--- |
--- |
1,449•10-3 |
--- |
|
|
h, кДж/кг |
1405 |
1430 |
1595 |
1450 |
1435 |
1610 |
1695 |
350 |
350 |
350 |
350 |
195 |
195 |
195 |
1610 |
3. Подбор холодильного оборудования
3.1 Компрессорные агрегаты
Расчетные значения теплопритоков по каждой из температур кипения, являются исходными для определения необходимой холодопроизводительности при рабочих условиях. Но на пути от охлаждаемых объектов к машинному отделению возникают потери давления и дополнительные теплопритоки через наружную поверхность трубопроводов, аппаратов стороны низкого давления. В расчетах они учитываются коэффициентом потерь при транспортировании холода а. Для промышленных установок при непосредственном охлаждении объектов а = 1,05 1,1, причем, чем ниже температура, тем эти потери больше.
Ведомственные нормы проектирования рекомендуют принимать расчетное время работы компрессорных агрегатов не более 22 ч в сутки, а ряд зарубежных фирм принимают расчетное время 16 ч в сутки. По существу, такого рода условия означает, что работа агрегата составит в сутки от 16/24 до 22/24, другими словами, коэффициент рабочего времени агрегата b=0,670,92.
Таким образом, создается резерв холодопроизводительности:
Qкм = a•Q0/b [4]
Немаловажным является вопрос и о числе устанавливаемых холодильных агрегатов на каждую температуру кипения. Необходимую холодопроизводительность для данной температуры кипения можно сосредоточить в одном агрегате или разделить ее на несколько агрегатов.
Для каждой температуры кипения целесообразно устанавливать не один агрегат, а несколько. Общим правилом является выбор агрегатов возможно большей производительности, поскольку крупные агрегаты имеют не только лучшие объемные и энергетические коэффициенты, благодаря чему они работают экономичней, но и меньший расход металла.
Холодопроизводительность компрессорных агрегатов:
Qкм р. i = Qтi•ai/bi [4],
где
Qтi - теплоприток для заданной температуры кипения.
Для температуры t01= - 7°С
Принимаем по [4]:
а1 = 1,05;
b1 = 0,8;
Qкм р.1 = Qт1•a1/b1 = 405•1,05/0,8 = 531,6 кВт.
Для температуры t01= - 19°С
Принимаем:
а2 = 1,07;
b2 = 0,8;
Qкм р.2 = Qт2•a2/b2 = 510•1,07/0,8 = 682,1 кВт.
Для температуры t01= - 40°С
Принимаем:
а3 = 1,1; b3 = 0,8;
Qкм р.3 = Qт3•a3/b3 = 590•1,1/0,8 = 811,3 кВт.
Расчетная массовая подача компрессорных агрегатов:
mкм. рi = Qкм р. i/q0i [4],
где
q0i - удельная холодопроизводительность, кДж/кг
h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.1,2,3)
mкм. р1 = Qкм р.1/q01 = 531, 6/1080 = 0,49 кг/с,
q01 = h1? - h4= 1430 - 350 = 1080 кДж/кг,
где
h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.1);
mкм. р2 = Qкм р.2/q02 = 682,1/1090 = 0,62 кг/с,
q02 = h1? - h4 = 1440 - 350 = 1090 кДж/кг,
где
h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.2);
mнкм. р3 = Qкм р.3/q03 = 811,3/1210 = 0,67 кг/с,
q03 = h1? - h8 = 1405 - 195 = 1210 кДж/кг,
где
h1?,h8 - энтальпии в точках 1? и 8 (см. табл.3);
По тепловому балансу промсосуда находим массовый расход хладагента верхней ступени:
mвкм. р3 = mнкм3• (h2 - h7) / (h3" - h6) = 0,67• (1595 - 195) / (1435 - 350) = 0,84 кг/с [2],
где
h2, h7, h3", h6 - энтальпии в точках 1?, 8, 2, 7, 3", 6 (см. табл.3),
mнкм3, mвкм3 - массовая подача компрессора нижней и верхней ступеней.
Теоретическая расчетная объемная подача компрессорных агрегатов:
Vт. р. i = mкмi• х1i/I [1],
х1i - удельный объем всасывания в точке 1 (см. табл.1,2,3);
i - коэффициент подачи компрессорного агрегата.
Коэффициент подачи компрессорного агрегата определяем по рис.8 [9] в зависимости от отношения давлений р.
Vт. р.1 = mкм1• х11/1 = 0,49•0,39/0,77 = 0,25 м3/с = 893,5 м3/ч,
1 = 0,77, при р= 4,12;
Vт. р.2 = mкм2•х12/2 = 0,62•0,6/0,76 = 0,48 м3/с = 1739 м3/ч,
2 = 0,76, при р= 6,8;
Vн т. р.3 = mн км3•хн 13/н 3 = 0,67•1,7/0,7 = 1,5 м3/с = 5395,3 м3/ч;
н 3 = 0,7, при р= 9,38;
Vв т. р.3 = mв км3•хв 13/в 3 = 0,87•0,59/0,7 = 0,68 м3/с = 2431,4 м3/ч,
в 3 = 0,7, при р= 9,38;
хв 13 - удельный объем в точке 3 (см. табл.3).
По значению теоретической объемной подачи Vт. р.1 для температуры t01= - 7°C подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 128 H-F с действительной объемной подачей Vт1 =455 м3/ч, длинной 2400, шириной 1100, высотой 1400, массой 1000 кг [10].
По значению теоретической объемной подачи Vт. р.2 для температуры t02= - 19°C подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 81 с действительной объемной подачей Vт1 =961 м3/ч, длинной 3240, шириной 1265, высотой 2030, массой 2470 кг.
По значению теоретической объемной подачи Vнт. р.3 для температуры t03= - 40°C ступени низкого давления подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 87 с действительной объемной подачей Vт1 =2604 м3/ч, длинной 3730, шириной 1590, высотой 2540, массой 3690 кг [10].
По значению теоретической объемной подачи Vвт. р.3 для температуры t03= - 40°C ступени высокого давления подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 81 с действительной объемной подачей Vт1 =961 м3/ч, длинной 3240, шириной 1265, высотой 2030, массой 2470 кг [10].
Теоретическая объемная подача компрессорных агрегатов:
Vт1= 2·455/3600= 0,252 м3/с; Vт2= 2·961/3600= 0,53 м3/с;
Vт3н= 2·2604/3600= 1,44 м3/с;
Vт3в= 2·961/3600= 0,53 м3/с;
Действительная холодопроизводительность компрессорных агрегатов:
Qкм1 = Vт1·q01·1/11 =0,252 ·1080·0,77/0,39= 539 кВт,
Qкм2 = Vт2 ·q02·2/12 = 0,53·1090·0,77/0,6 = 746,8 кВт,
Qн км3 = Vт3· q03·3/13 = 1,44 · 1210·0,76/1,7 = 782,6 кВт,
Действительная массовая подача хладагента компрессорных агрегатов, кг/с:
mкм1 = Qкм 1/q01 = 539/1080 = 0,5 кг/с;
mкм2 = Qкм2/q02 = 746,8/1155 = 0,65 кг/с;
mкм3н = Qн км.3/q03 = 782,6/1210 = 0,65 кг/с;
mкм3в = mнкм3• (h2 - h7) / (h3" - h6) = 0,65• (1595 - 190) / (1435 - 350) = 0,84 кг/с.
Действительный коэффициент рабочего времени:
b1д = Q01 ·a1/Qкм1= 405·1,05/539 = 0,79;
b2д = Q02 ·a2/Qкм2= 510·1,07/746,8= 0,74;
b3д = Q03 ·a3/Qкм3= 590·1,1/782,6 = 0,83.
Эффективная мощность компрессора Ne, кВт: [1]
зei - эффективный коэффициент полезного действия компрессора определяем по рис.8 [9] в зависимости от отношения давлений р.
Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t01 = - 7 C
Ne1 = mкм1 • (h2-h1) /зe1 = 0,5? (1695-1450) /0,77 = 159 кВт,
где
h1, h2 - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 1)
зe1=0,77, при р= 4,12;
Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t01 = - 19 C
Ne2 = mкм2 • (h2-h1) /зe2 = 0,66? (1760-1460) /0,7 = 282,9 кВт
где
h1, h2 - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 2)
зe2=0,7, при р= 6,8;
Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t01 = - 40 C
Ne3н = mкм3н • (h2-h1) /зe3н = 0,65? (1595-1430) /0,65 = 165 кВт
где
h1, h2 - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 3); зe3н=0,65, при р= 9,38;
Ne3в = mкм3в • (h4-h3) /зe3в = 0,84? (1695-1450) /0,65 = 316,6 кВт
где
h3, h4 - энтальпия в точках 3 и 4 (см. таблицу 3);
зe3в=0,65, при р= 9,38;
3.2 Подбор водяных конденсаторов
Водяные конденсаторы подбирают по площади теплопередающей поверхности. Исходными данными служит тепловая нагрузка, отводимая конденсаторами.
Выбираем водяной горизонтальный кожухотрубный конденсатор.
Расчетная тепловая нагрузка на конденсатор Qкд. р определяется по формуле:
Qкд=mкм1 (h13-h12) + mкм2 (h23-h22) + mв км3 (h35-h34);
Qкд. р= 0,5· (1695-350) + 0,65· (1760-350) + 0,84· (1695-195) = 2908,1 кВт
Fкд. р= Qкд. р/qк [2],
где
qк - тепловой поток конденсатора, qк= 37 кВт/м2 [1].
Fкд. р= 2908,1/ (1·6) = 484,7 м2
Подбираем два конденсатора фирмы ГЮНТНЕР АК 860-2;
Технические характеристики [10]:
Fкд= 246,9 м2;
Диаметр обечайки, D= 820 мм;
Длинна, L= 6620 мм;
Объем межтрубного пространства,Vмеж. тр= 1420л;
Объем трубного пространства, Vтр= 1150 л;
Максимальное рабочее давление в межтрубном пространстве, Pmax= 1,8 МПа;
Максимальное рабочее давление в трубном пространстве, Pmax= 0,6 МПа;
Максимальная рабочая температура в межтрубном пространстве, Tmax= 120 C;
Максимальная рабочая температура в трубном пространстве, Tmax= 60 C;
Масса, m= 5415 кг;
Число ходов - 2.
3.3 Подбор градирни
Подбор градирни предполагает проведение упрощенного теплового расчета для определения теплового потока в рабочих условиях и нахождения их числа, обеспечивающего требуемое значение охлаждения воды при заданной тепловой нагрузке и расчетных параметрах окружающей среды.
Расчетная тепловая нагрузка складывается из тепловых потоков в конденсаторах Qк и в маслоохладителях Qмi.
Qгр. р= Qк+?Qмi [1];
Qмi= ? (Ne, i - mi• (hмi - h1i) - Qо. с) [2],
где
hм. i - энтальпия при требуемой температуре масла в компрессоре (см. таблицу 1,2,3);
Qо. с - теплота, отводимая воздухом от корпуса компрессора, Qо. с= 0,06•Qм. [2], Тогда:
;
кВт;
кВт;
кВт;
кВт;
Qгр. р= 2908,1+ (83,3+212,14+87,16+245,8) = 3536,5 кВт;
Объемный расход воды через градирню, м3/с:
Vw. гр= Qгр. р/ (сw·Дtw·с), [4]
где
Дtw - разность температур между входом и выходом воды в градирне, Дtw = 4 єС; [4]
сw - теплоемкость воды, сw= 4,19 кДж/ (кг·К).
Vw. гр= 3536,5/ (4, 19·4·1000) = 0,21,
По каталогу фирмы Baltimore по зависимостям от Дtw, tмт и Vw. гр подбираем две градирни фирмы Baltimore марки TXV-500 [10].
Технические характеристики:
Мощность вентиляторов, Nвен= 33 кВт;
Объемный расход вентилятора Vвен= 67,7 м3/с;
Масса 8710 кг.
3.4 Подбор батарей
Для компенсации внутренних и внешних теплопритоков, в камере устанавливают охлаждающие приборы - воздухоохладители и батареи. Подбор охлаждающих батарей осуществляется по площади теплопередающей поверхности.
Площадь теплопередающей поверхности батарей, м2:
Fб. р = Qтi•bi/ (kб•б) [2],
где
bi - доля теплового потока, отводимая батареями;
kб - коэффициент теплопередачи для оребренной трубы,
kб = 0,0350,046 кВт/ (м2*К) [1];
б - разность температур теплообменивающихся сред б = 710 К [1].
Для температуры t01= - 7°С:
Fб.1 = Qт. р1 •b1/kб1•б = 405•0,21/ (0,0046•8) = 2126,25 м2.
Подбираем унифицированный блок батарей с шагом оребрения 10 мм, диаметром труб
16Ч2 мм, площадью одного блока батарей f б1= 41,61 м2, длиной труб lб1=3800 мм, количеством труб nб1=8 [1].
Внутренний объем батареи:
vб1=n б1•l б1••dвн12/4= 8•3,8•3,14•0,0122/4= 3,4•10-3 м3.
Количество батарей:
nб1= Fб.1/f1= 265,8/41,61= 51,1
Принимаем n б1=52.
Внутренний объем всех батарей для температуры t01= - 7°С:
Vб1= vб1•nб1= 3,4•10-3•52= 0,177 м3.
Для температуры t02= - 19°С:
Fб.2 = Qт. р2 •b2/ (kб2•б) =510•0,1/ (0,005•8) = 1275 м2.
Подбираем унифицированный блок батарей с шагом оребрения 12 мм, диаметром труб
16Ч2 мм, площадью одного блока батарей f2= 35,17 м2, длиной труб l=3800 мм, количеством труб n=8 [1].
Внутренний объем одной батареи:
vб2=nб2•lб2••dвн22/4= 8•3,8•3,14•0,0122/4= 3,4•10-3м3.
Количество батарей:
nб2= Fб.2/f2= 1275/35,17= 36,25
Принимаем n б2=37.
Внутренний объем батарей для температуры t02= - 19°С:
Vб2= vб2•nб2= 3,4•10-3•37= 0,126 м3.
Для температуры t02= - 40°С батареи не используются (по заданию).
3.5 Подбор воздухоохладителей
Подбор воздухоохладителей осуществляется по площади теплопередающей поверхности.
Площадь теплопередающей поверхности воздухоохладителя Fво. р, м2
Fво. р = ai•Qтi/ (kвоi•во) [2],
где
ai - доля теплового потока, отводимая воздухоохладителями;
во - разность температур теплообменивающихся сред, во=710 К; [1]
kво - коэффициент теплопередачи воздухоохладителя kво, Вт/ (м2•К) (определяем по каталогу),
Предварительно выбираем однотипный воздухоохладитель и по нему находим коэффициент теплопередачи воздухоохладителя:
kвоi= Qво/ (Fво•во)
где
Qво - тепловая нагрузка на конденсатор, кВт;
Fво - площадь теплопередающей поверхности, м2.
kво1= 20,7 Вт/ (м2•К);
kво2= 25,3 Вт/ (м2•К);
kво3= 28,3 Вт/ (м2•К).
Для температуры t01= - 7°С:
Fво. р1 = a1•Qт1 / (kво1•во) = 0,79•405000/ (20,7•10) = 1545,6 м2.
Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-8-250 с площадью теплопередающей поверхности fво1= 258,7 м2, шагом ребер b1=8 мм, объемной производительностью вентиляторов Vв1=15600 м3/ч, мощностью двигателей вентиляторов
Nв1= 1,5 кВт, вместимостью хладагента vвн1= 92,4•10-3м3, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Количество воздухоохладителей:
nво= Fво. р1/ fво1= 1545,6/258,4= 5,98.
Принимаем nво1=6.
Вместимость воздухоохладителей для температуры t01= - 7°С:
Vво1 = nво1•вн1= 6•92,4•10-3= 0,554 м3.
Для температуры t02= - 19°С:
kво= 25,3 Вт/ (м2•К);
Fво. р2 = a2•Qт2 / (kво2•во) = 0,9•510000/ (25,3•10) = 1814,2 м2.
Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-12-180 с площадью теплопередающей поверхности fво2= 180,7 м2, шагом ребер b=12 мм, объемной производительностью вентиляторов Vв2=16500 м3/ч, мощностью двигателей вентиляторов
Nв2= 1,5 кВт, вместимостью хладагента vвн2= 92,4•10-3м3, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Количество воздухоохладителей:
nво2= Fво. р2/ fво2= 1814,2/180,7= 10.
Принимаем nво2= 10.
Вместимость воздухоохладителей для температуры t02= - 19°С:
Vво2 = nво2•вн2= 10•92,4•10-3= 0,92 м3.
Для температуры t03= - 40°С:
kво= 28,3 Вт/ (м2•К);
Fво. р3 = a3•1,1•Qт3 / (kво3•во) =1•590000/ (28,3•10) = 2084,8 м2.
Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-16-08 с площадью теплопередающей поверхности fво3= 141,3 м2, шагом ребер b=16 мм, объемной производительностью вентиляторов Vв3=17000 м3/ч, мощностью двигателей вентиляторов
Nв3= 1,5 кВт, вместимостью хладагента vвн3= 92,4•10-3м3, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Количество воздухоохладителей:
nво3= Fво. р3/ fво3= 6240,4/141,3= 14,75.
Принимаем nво3= 15.
Вместимость воздухоохладителей для температуры t03= - 40°С:
Vво3 = nво3•вн3= 15•92,4•10-3= 1,4 м3.
3.6 Подбор линейного ресивера
Линейные ресиверы подбирают по значению вместимости.
Вместимость линейного ресивера:
Vл =0,3•Vс. о. у, [5]
где Vс. о. у - суммарная вместимость охлаждающих устройств,
Vс. о. у= Vб1+ Vб2+ Vво1+ Vво2+ Vво3= 0,177+0,126+0,554+0,92+1,4= 3,18 м3;
Vл =0,3•3,18=0,954 м3,
Подбираем один линейный ресивер марки РЛД-1,25 вместимостью 1,25 м3, диаметром 1020Ч10 мм, l= 2100 мм, b= 1810 мм, h= 2170 мм, массой 1870 кг [10].
3.7 Подбор циркуляционных ресиверов
Вместимость горизонтального циркуляционного ресивера при верхней подаче хладагента:
Vц = 3• (Vнт + 0,5•Vсоу+ 0,4•Vвт), [5]
где
Vнт - вместимость нагнетательного трубопровода насоса, м3;
Vсоу - суммарная вместимость батарей и воздухоохладителей, м3;
Vвт - вместимость всасывающего трубопровода на участке от охлаждающих устройств до циркуляционного ресивера, м3.
Для температуры t01=-7°С:
Vсоу1 = Vб.1+ Vво1 =0,177+ 0,554= 0,73 м3;
Vнт1 = 0,1•Vсоу1 = 0,1•0,73 = 0,073 м3;
Vвт1 = 0,3• Vсоу1 = 0,3•0,73 = 0,22 м3;
Vц1 = 3• (0,073 + 0,5•0,73 + 0,4•0,22) = 1,58 м3.
Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-2 вместимостью 2 м3, диаметром 1020Ч10 мм, l= 3090 мм, b= 1630 мм, h= 4150мм, массой 1220 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Для температуры t02= - 19°С:
Vсоу2 = Vб.2+ Vво2 = 0,126 +0,92= 1,05 м3;
Vнт2 = 0,1•Vсоу2= 0,1•1,05 = 0,105 м3;
Vвт2 = 0,3• Vсоу2= 0,3•2,22 = 0,314 м3;
Vц2 = 3• (0,105 + 0,5•1,05 + 0,4•0,314) = 2,26 м3.
Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-4 вместимостью 4 м3, диаметром 1220Ч12 мм, l= 4020 мм, b= 1830 мм, h= 4400мм, массой 1950 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Для температуры t03= - 40°С:
Vсоу3 = Vб.3+ Vво3 =1,4 м3;
Vнт3 = 0,1•Vсоу3 = 0,1•1,4 = 0,14 м3;
Vвт3 = 0,3• Vсоу3= 0,3•1,4 = 0,42 м3;
Vц3 = 3• (0,14 + 0,5•1,4 + 0,4•1,14) = 3,88 м3.
Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-4 вместимостью 4 м3, диаметром 1220Ч12 мм, l= 4020 мм, b= 1830 мм, h= 4400мм, массой 1950 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].
Проверяем выбранные ресиверы на выполнение ими функций отделителя жидкости:
Скорость движения пара в ресивере:
щ = Vтi•4/ (р• D2црi) [1],
где
Vтi - действительная объемная подача компрессоров, м3/с;
Dцрi - диаметр корпуса циркуляционного ресивера, м.
Допустимое значение скорости движения пара в ресивере:
[щ] = 2· щос·lап/Dцр [1],
где
щос - скорость осаждения капель хладагента, щос 0,5 м/с [1].
Для температуры - 7°С:
[щ1] = 2·0,5·3090/1020 = 3,03 м/с;
щ1 = Vт1•4/ (р• D2цр1) = 2•455/3600•4/ (3,14•1,022) = 0,3 м/с < [щ1].
Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.
Для температуры - 19°С:
[щ2] = 2·0,5·4780/1600 = 2,98 м/с;
щ2 = Vт2•4/ (р• D2цр2) = 2·954/3600•4/ (3,14•1,62) = 0,26 м/с < [щ2].
Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.
Для температуры - 40°С:
[щ3] = 2·0,5·6800/1600 = 4,25 м/с;
щ3 = Vт3 •4/ (р• D2цр3) = 2·2604/3600•4/ (3,14•1,62) = 0,71 м/с < [щ3].
Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.
3.8 Выбор дренажного ресивера
Дренажные ресиверы подбирают по значению вместимости.
Вместимость дренажного ресивера:
Vдр = 1,4•Vд = 1,4•4 = 5,6 м3, [5]
где Vд - самая вместительная емкость в системе.
Подбираем один дренажный ресивер марки РЛД-8 вместимостью 8 м3, диаметром 1600Ч12 мм, l=4550 мм, b= 2360 мм, h= 3100мм, массой 344т0 кг.
3.9 Выбор маслосборника
Выбираем маслосборник марки 60МЗС.
3.10 Выбор воздухоотделителя
Выбираем воздухоотделитель марки.
3.11 Подбор маслоотделителя
Маслоотделители подбираются по значению внутреннего диаметра корпуса.
dмо = 4•Vмо/ (р• щмо), [1]
где
щмо - скорость движения пара в аппарате, щмо=1 м/с; [1]
Vмо - объемный расход пара через маслоотделитель, м3/с.
Объемный расход пара определяется по объемному расходу пара через общий нагнетательный трубопровод.
Vмо = mкм.1•v2+ mкм.2• v 2+ mкм.3в• v 4= 0,5•0,13 + 0,65•0,14 + 0,84•0,13 = 0,26 м3/с
dмо = [4•0,26/ (3,14•1)] 0,5 = 0,575 м
По значению диаметра подбираю маслоотделитель 125 М.
Технические характеристики [1]:
Вместимость, V= 0,32 м3;
Диаметр, D= 580 мм;
Высота, H= 2185 мм;
Масса, m= 275 кг.
3.12 Подбор промежуточных сосудов
Промежуточные сосуды подбираются по значению внутреннего диаметра так чтобы скорость движения пара в сосуде не превышала допустимые значения.
Dп. с. = [4•mкм•3i/ (р• щп. с.)] 0,5 [1],
где
3i - удельный объем в точке 3 (см. таблицу 3)
щп. с - скорость движения пара в аппарате, щп. с= 0,5 м/с [1].
Промежуточный сосуд подбирается для каждого компрессорного агрегата нижней и верхней ступени.
Массовый расход хладагента одного компрессорного агрегата нижней ступени:
m нкм3.1= mнкм3/2= 0,65/2= 0,325 кг/с
Dп. с. = [4• m нкм3.1•3/ (р• щп. с.)] 0,5 = [4•0,325•0,39/ (3,14•0,5)] 0,5 = 0,568 м
Подбираем промежуточный сосуд (для каждого компрессорного агрегата) марки 60 ПС3.
Основные характеристики [10]:
вместимость, м30,67,диаметр, мм600,высота, мм3640,наружная поверхность змеевика, м28,6 м2,масса, кг1230.
3.13 Подбор водяных насосов
Водяные насосы подбираются по объемной подаче воды и напору.
Объемная подача воды соответствует объемной подаче воды через градирню:
Vн. в. р= Vw. гр= 0,21 м3/с= 756 м3/ч;
Выбираем три насоса (два рабочих и один резервный) фирмы Grundfos марки TP 250-310/4 с характеристиками [10]:
Объемная подача Vн. в, м3/ч - 380, Номинальный напор Н, м - 25
Потребляемая мощность Nн. в, кВт - 55
Длина, мм - 950, Ширина, мм - 858
Высота, мм - 1510, Масса, кг-760
Объемная подача двух насосов:
Vн. в= Vw. гр·2= 380·2= 760 м3/ч.
3.14 Подбор аммиачных насосов
Аммиачные насосы подбираются по значению объемной подачи хладагента и напору.
Расчетная объемная подача аммиачного насоса:
Vн. а. рi = Qтi•n• нж/r0 [1],
где
n - кратность циркуляции хладагента, при верхней подаче n= 6-15 [1];
н жi - удельный объем жидкого аммиака на линии насыщенной жидкости, кг/м3;
r0 - теплота парообразования аммиака, кДж/кг.
Для температуры - 7°С:
r01 = 1285,9 кДж/кг; [3]
нж1= 1,543?10-3 м3/кг; [3]
Vн. а. р1 = 405•8•1,543?10-3 /1285,1= 0,0039 м3/с= 14,04 м3/ч
Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 5050 с характеристиками [10]:
Объёмная подача 14,3м3/ч;
Номинальный напор 25 м;
Габаритные размеры 520х310х349 мм.
Для температуры - 19°С:
r02 = 1325,5 кДж/кг; [3]
н ж2= 1,506?10-3 м3/кг; [3]
Vн. а. р2 = 510•8•1,506?10-3 /1325,5 = 0,0046 м3/с= 16,7 м3/ч
Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 8050 с характеристиками [10]:
Объёмная подача 30,7м3/ч;
Номинальный напор 25 м;
Габаритные размеры 555х310х351 мм.
Для температуры - 40°С:
r03 = 1388,9 кДж/кг; [3]
нж3= 1,449?10-3 м3/кг; [3]
Vн. а. р3 = 590•8•1,449?10-3 /1388,9= 0,0049 м3/с= 17,7 м3/ч
Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 8050 с характеристиками [10]:
Объёмная подача 30,7м3/ч;
Номинальный напор 25 м;
Габаритные размеры 555х310х351 мм.
3.15 Расчет трубопроводов
Трубопроводы однофазной среды рассчитываются по внутреннему диаметру и падению давления.
dтр. р= [4?Vтр. i/ (р?щтр. i)] 0,5, [4]
где
Vтр. i - объемная подача вещества по трубопроводу, м3/с;
щтр. i - скорость движения среды в трубопроводе, м/с.
Нагнетательный трубопровод одного компрессорного агрегата
Скорость движения пара в нагнетательном трубопроводе:
щтр. н= 1530 м/с [4];
Vтр. i= mкм. i•v2i,
где
mкм. i - массовый расход хладагента, кг/с;
v2i, v4i - удельный объем в точке 2 и 4 (см. таблицу 1, 2,3)
Для температуры t0= - 7°C:
dтр. р. н1= [4? (mкм.1•v21/2) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (0,5•0,13/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,045 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 57Ч3,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. н1= 4? (mкм.1•v21/2) / (р? d2 тр. н1) = 4? (0,5•0,13/2) / (3,14?0,052) = 16,56 м/с.
Для температуры t0= - 19°C:
dтр. р. н2= [4? (mкм.2•v22/2) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (0,65•0,14/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,054 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 57Ч3,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. н2= 4? (mкм.2•v22/2) / (р? d2 тр. н2) = 4? (0,65•0,14/2) / (3,14?0,052) = 23,2 м/с.
Для температуры t0= - 40°C:
Нагнетательный трубопровод компрессорного агрегата верхней ступени:
dтр. р. н3в= [4? (mкм.3в•v43/2) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (0,84•0,13/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,058 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 57Ч3,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. н3в= 4? (mкм.3в•v43/2) / (р? d2 тр. н3в) = 4? (0,84•0,13/2) / (3,14?0,052) = 23,2 м/с.
Нагнетательный трубопровод компрессорного агрегата нижней ступени:
dтр. р. н3н= [4? (mкм.3н•v23/2) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (0,65•0,5/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,102 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 108Ч4 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. н3н= 4? (mкм.3н•v23/2) / (р? d2 тр. н3н) = 4? (0,65•0,5/2) / (3,14?0,12) = 20,7 м/с.
Общий нагнетательный трубопровод
dтр. р. н= [4? (mкм.1•v21+ mкм.2•v22 +mкм.3в•v43) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (0,5•0,13+ 0,65•0,14+0,84•0,13/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,130 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 133Ч4 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. н3в= 4? (mкм.1•v21+ mкм.2•v22 +mкм.3в•v43) / (р? d2 тр. н) =
4? (0, 5•0,13+0,65•0,14+0,84•0,13) / (3,14?0,1252) = 21,6 м/с.
Всасывающий трубопровод одного компрессорного агрегата. Скорость движения пара во всасывающем трубопроводе:
щтр. в= 1025 м/с [1].
Для температуры t0= - 7°C:
dтр. р. в1= [4? (Vт1/2) / (р?щтр. в)] 0,5= [4? (0,252/2) / (3,14?15)] 0,5= 0,103 м
Выбираем стальную бесшовную трубу 108Ч4 мм. Уточняем скорость движения пара:
щтр. в1= 4? (Vт1/2) / (р? d2 тр. в1) = 4? (0,252/2) / (3,14?0,12) = 16,05 м/с.
Для температуры t0= - 19°C:
dтр. р. в2= [4? (Vт2/2) / (р?щтр. в)] 0,5= [4? (0,53/2) / (3,14?15)] 0,5= 0,150 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 159Ч4,5 мм. Уточняем скорость движения пара:
щтр. в2= 4? (Vт2/2) / (р? d2 тр. в2) = 4? (0,53/2) / (3,14?0,152) = 15 м/с.
Для температуры
t0= - 40°C:
Всасывающий трубопровод компрессорного агрегата верхней ступени:
dтр. р. в3в= [4? (Vт3в/2) / (р?щтр. в)] 0,5= [4? (0,53/2) / (3,14?20)] 0,5= 0,150 м
Выбираем стальную бесшовную трубу 159Ч4,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. в3в= 4? (Vт3в/2) / (р? d2 тр. в3в) = 4? (0,53/2) / (3,14?0,152) = 15 м/с.
Всасывающий трубопровод компрессорного агрегата нижней ступени:
dтр. р. н3н= [4? (Vт3н/2) / (р?щтр. н)] 0,5= [4? (1,44/2) / (3,14?15)] 0,5= 0,247 м
Выбираем стальную бесшовную трубу 273Ч8 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. в3н= 4? (Vт3н/2) / (р? d2 тр. в3н) = 4? (1,44/2) / (3,14?0,252) = 14,67 м/с.
Общий всасывающий трубопровод
Для температуры t0= - 7°C:
dтр. р. в1= [4?Vт1/ (р?щтр. в)] 0,5= [4? 0,252/ (3,14?15)] 0,5= 0,146 м
Выбираем стальную бесшовную трубу 159Ч4,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. в1= 4?Vт1/ (р? d2 тр. в1) = 4?0,252/ (3,14?0,152) = 14,27 м/с.
Для температуры t0= - 19°C:
dтр. р. в2= [4?Vт2/ (р?щтр. в)] 0,5= [4?0,53/ (3,14?15)] 0,5= 0,212 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 219Ч7 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. в2= 4?Vт2/ (р? d2 тр. в2) = 4? 0,53/ (3,14?0,22) = 16,88 м/с.
Для температуры t0= - 40°C:
dтр. р. н3н= [4?Vт3н/ (р?щтр. н)] 0,5= [4?1,44/ (3,14?15)] 0,5= 0,349 м
Выбираем стальную бесшовную трубу 377Ч9 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. в3н= 4?Vт3н/ (р? d2 тр. в3н) = 4?1,44/ (3,14?0,352) = 14,97 м/с.
Жидкостный трубопровод (от конденсаторов до линейного ресивера)
Жидкостной трубопровод подбираем по значению падения давления в трубопроводе.
dтр. р. ж. к= (l+Уlэ) •тр•2тр. н. к/2•v3•Дp, [4]
где
l - длинна трубопровода, l= 10 м;
Уlэ - эквивалентная длинна (потеря давления на местном сопротивлении замененная потерей давления на прямом участке трубы, для углового вентиля lэв= 10 м; для отвода
lэв= 0,5 м;
тр - коэффициент трения внутренней поверхности трубы,
для жидких хладагентов тр= 0,030,035 [4];
Дp - допустимое падение давления в трубопроводе на участке между конденсатором и линейным ресивером, Дp= 1,2 кПа [4].
На линии от конденсатора до линейного ресивера имеется два угловых вентиля и два отвода.
dтр. р. ж. к= (10+ (2•10+2•0,5) •0,03•0,52/ (2•1,702•10-3•1,2•103) = 0,057 м.
Выбираем стальную бесшовную трубу 76Ч3,5 мм.
Уточняем скорость движения пара:
щтр. ж. к = 4? (Vтр. ж) / (р? d2тр. ж. к) = 4?3,39•10-3/ (3,14?0,072) = 0,88 м/с.
Подобные документы
Обзор развития холодильной техники. Условия хранения пищевых продуктов. Расчет строительных площадей камер хранения. Разработка планировки камер. Особенности подбора и расчета тепловой изоляции. Описание схемы холодильной установки, подбор оборудования.
курсовая работа [314,7 K], добавлен 17.04.2012Общая характеристика и принцип работы холодильной установки молочного завода, ее технико-экономическое обоснование. Методика расчета строительной площади холодильника. Тепловой расчет принятого холодильника. Расчет и подбор камерного оборудования.
курсовая работа [94,0 K], добавлен 03.06.2010Холодильная установка как совокупность машин, аппаратов, приборов и сооружений для производства и применения искусственного холода. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов. Применение компаундной схемы.
курсовая работа [208,8 K], добавлен 24.10.2011Классификация бытовых холодильников. Исследование технических решений, физического принципа действия холодильной установки и основных ее показателей. Примеры конструкций двухагрегатного двухкамерного холодильника. Разработка конструкции холодильника.
курсовая работа [444,1 K], добавлен 11.03.2016Технологические и санитарно-гигиенические требования к хранению продуктов и мясного сырья. Расчет холодильной установки: камеры, грузовой фронт, компрессор, емкость. Выбор изоляции охлаждаемых помещений; автоматизация установки; себестоимость проекта.
дипломная работа [1,5 M], добавлен 05.11.2013Конструкция холодильной установки НСТ 400-К: неисправности и методы их устранения. Разработка мероприятий по сервису холодильного оборудования и системы отопления. Технико-экономические показатели по установке и сервису холодильной установки НСТ 400-К.
курсовая работа [513,4 K], добавлен 05.03.2014История развития и достижения современной холодильной техники. Определение температуры конденсации хладагента. Расчет и подбор холодильного оборудования (компрессоров, конденсатора, ресиверов). Автоматизация холодильных установок химического комбината.
курсовая работа [2,7 M], добавлен 04.04.2016Описание принципиальной схемы и техническая характеристика машины. Автоматизация холодильной установки, компрессорной и конденсаторной групп, испарительной системы. Требования техники безопасности. Эксплуатация и техническое обслуживание установки.
курсовая работа [35,4 K], добавлен 24.12.2010Обоснование температур кипения и конденсации, перехода к двухступенчатому сжатию, подбор компрессоров, теплообменников, конденсатора, испарителя и ресивера для разработки фреоновой рассольной холодильной установки. Тепловой расчет холодильного агрегата.
курсовая работа [43,7 K], добавлен 02.12.2010Проект парокомпрессорной холодильной установки для склада готовой продукции мясокомбината. Описание конструктивных особенностей холодильной установки, назначение основных узлов и деталей. Расчет цикла паровой компрессионной холодильной установки.
курсовая работа [271,2 K], добавлен 09.08.2012
