Холодильная установка хладокомбината в г. Рязань

Холодильная 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.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 24.10.2011
Размер файла 208,8 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.

8

Размещено на http://www.allbest.ru/

8

Холодильная установка хладокомбината в г. Рязань

Оглавление

  • Введение
  • 1. Исходные данные
  • 2. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов
  • 2.1 Выбор расчетного режима
  • 2.2 Выбор термодинамического цикла холодильной установки
  • 2.3 Определение параметров узловых точек циклов
  • 2.4 Выбор функциональной схемы
  • 3. Подбор холодильного оборудования
  • 3.1 Компрессорные агрегаты
  • 3.2 Подбор воздушного конденсатора
  • 3.3 Подбор батарей
  • 3.4 Подбор воздухоохладителей
  • 4. Подбор ресиверов
  • 4.1 Подбор линейного ресивера
  • 4.2 Подбор циркуляционных ресиверов
  • 4.3 Подбор компаундного ресивера со стояком
  • 4.4 Выбор дренажного ресивера
  • 4.5 Выбор маслосборника
  • 4.6 Подбор маслоотделителя
  • 4.7 Маслосборник
  • 4.8 Отделитель жидкости
  • 4.9 Подбор аммиачных насосов
  • 5. Расчет трубопроводов
  • 6. Объемно-планировочные решения
  • 7. Автоматизация холодильной установки
  • 8. Разработка принципиальной схемы холодильной установки
  • 9. Техническое обслуживание
  • Список использованной литературы

Введение

Основным назначением холодильного предприятия в пищевой промышленности является создание условий, обеспечивающих сохранность и высокое качество скоропортящейся продукции животного и растительного происхождения. Эта задача может быть успешно решена созданием непрерывной холодильной цепи, т.е. комплекса технических средств, обеспечивающих непрерывное воздействие низких температур, на скоропортящиеся продукты, начиная с момента их производства (или заготовки) до их потребления.

Хладокомбинат являются частью производственного предприятия. Их ёмкость определяется производственной мощностью хладокомбината. Холодильная установка это лишь одно звено крупного предприятия, но без которой невозможно осуществить и соблюсти технологию производства мясной продукции.

Холодильная установка представляет собой совокупность машин, аппаратов, приборов и сооружений, предназначенных для производства и применения искусственного холода. Исходя из данного определения холодильная установка помимо основных элементов, входящих в состав холодильной машины и необходимых для осуществления обратного термодинамического цикла, включает в себя ещё аппараты, приборы, трубопроводы и сооружения, необходимые для реализации технологических процессов при низких температурах.

В соответствии с технологией, которую необходимо соблюдать в процессе работы мясоперерабатывающего предприятия, холодильная установка мясокомбината чаще всего поддерживать несколько различных температур кипения.

В данном случае разрабатываемая холодильная установка должна поддерживать три температуры кипения: , , . Реализация заданных режимов работы холодильной установки будет осуществляться на основе централизованной системы холодоснабжения, при этом относительно низкие температуры кипения будут получены за счет применения компаундной схемы холодоснабжения.

Применение компаундной схемы позволяет отказаться от промежуточных сосудов, создающих определенную опасность гидравлического удара для компрессоров ступени высокого давления, а также использовать компрессоры одноступенчатого сжатия, что упрощает систему автоматического управления и делает ее более надежной.

1. Исходные данные

Место расположения предприятия: г. Рязань, хладокомбинат

Краткая характеристика охлаждающих систем:

Температура кипения в охлаждающей системе,°С

Тепловая нагрузка в системах Qо, кВт

Доля тепловой нагрузки, отводимая

батареями

воздухоохладителями

-8

500

15

85

-25

230

10

90

-35

610

-

100

Вид конденсатора - воздушный

Хладагент - R717.

Способ подачи хладагента в испарительную систему - насосно-циркуляционный

Вид подачи холодильного агента в охлаждающие устройства - верхняя

Способ удаления хладагента из дренажного ресивера - насосом

Тип циркуляционных ресиверов - горизонтальный

Способ регулирования температуры кипения - статический

Автоматизировать вспомогательный процесс - выпуск масла

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 (летнего), находим климатические параметры атмосферного воздуха в районе расположения хладокомбината (г. Рязань) [1]. Среднемесячная температура самого жаркого месяца: t ср. м = 18,8°C [1].Среднемесячная относительная влажность самого жаркого месяца: ц = 54% [1]. Температура абсолютного максимума t аб мах = 38,0 °C [1]. Определение расчетной температуры наружного воздуха:

tн. р. = tср. м + 0,15?tаб. мах = 18,8 + 0,15?38,0 = 24,5 °C; [1]

Для воздушного конденсатора температура конденсации определяется по формуле:

Определяем температуру воздушного конденсации:

Определяем температуру воздуха на входе в конденсатор. Она равна расчетной температуре наружного воздуха:

tв1= tн. р.

Определяем температуру воздуха на выходе их конденсатора:

tв2= tв1+Дtв,

где Дtв - разность температур на входе и на выходе из конденсатора 6ч9°C, [1]

Находим среднюю температуру:

tср = (tв1 + tв2) /2 = (24 + 31) /2 = 27°C

Находим температуру конденсации:

tк= tср

где и - средне логарифмическая разность температур 8ч12°C, [1]

tк= 27 +8=35 єC

Принимаем температуру конденсации tк=35 є C

Определение давлений кипения и конденсации

Для каждой температуры кипения и для температуры конденсации по учебному пособию “Термодинамические свойства веществ" для аммиака (на линия насыщения) определяем соответствующее давление [4]:

t01 =-8°C р01 = 0,315 МПа

t02 = - 25 °C р02 = 0,151 МПа

t03 = - 35 °Cр03 = 0,093 МПа

tк = 35°C рк = 1,351 МПа

холодильная установка компаудная схема

2.2 Выбор термодинамического цикла холодильной установки

Для выбора цикла рассчитываем отношение давлений хладагента в циклах:

При значении р > 6 принято выбирать схему с двухступенчатым сжатием, а при р < 6 - с одноступенчатым. Из расчета следует, что для реализации низкотемпературных уровней t02 = - 25, tо3 = - 35 °C требуется выбрать схему с двухступенчатым сжатием.

Для реализации требуемого цикла выбираю компаундную схему, в которой первый компрессор работает как верхняя ступень: поддерживает промежуточное давление в компаундном ресивере, и нагнетает пар в конденсатор. А второй и третий компрессоры в свою очередь, как низкие ступени: сжимают хладагент до промежуточного давления, совпадающего с температурой t01 = - 8, и поддерживают требуемую температуру кипения в охлаждающих устройствах.

В соответствии с принятым схемой холодоснабжения пересчитываем отношения давлений:

2.3 Определение параметров узловых точек циклов

Построение термодинамического цикла холодильной системы заключается в определении основных параметров в узловых точках цикла. Эти параметры находят с помощью диаграммы LgP-h для аммиака, на которую нанесен выбранный цикл.

Перегрев пара, всасываемого в компрессора:

Для компрессора с температурой кипения принимаем значение перегрева ;

Для компрессоров с температурой кипения и принимаем значение перегрева ;

Переохлаждение жидкости:

Переохлаждение жидкости в конденсаторе отсутствует, следовательно, температура хладагента на выходе из конденсатора соответствует температуре конденсации

Промежуточным давление для компрессоров с температурами кипения и , является давление соответствующее температуре кипения

В соответствии со значениями основных параметров системы и принятыми значениями перегрева и переохлаждения в диаграмме был построен цикл, указаны основные точки цикла. Значения основных точек цикла были занесены в таблицу 1.

Таблица 1

Параметры узловых точек циклов

№ точки

t

P, МПа

I, кДж/кг

х, м3/кг

1

-25

0,093

1430

1,31

2

59

0,31

1600

3

-15

0,15

1440

0,8

4

35

0,31

1490

5

2

0,31

1490

0,42

6

115

1,35

1720

7

35

1,35

350

1"

-35

0,093

1420

3"

-25

0,15

1425

5'

-8

0,31

150

5"

-8

0,31

1423

5п

-3

0,31

1460

-8

0,31

350

-25

0,15

150

-35

0,093

150

70

1,35

1590

2.4 Выбор функциональной схемы

Термодинамическая компаундная схема эквивалента схеме с промежуточным сосудом. Компрессора низкой ступени работающие на температуру кипения - 25 и - 35 0С соединены с компаундным ресивером. Который нагнетает пар в компрессор высокой ступени работающий на температуру кипения - 8 0С. Имеется маслоотделитель и один общий воздушный конденсатор. Выйдя из конденсатора жидкость сливается в линейный ресивер. Из линейного ресивера жидкость поступает в компаундный ресивер и при этом дросселируется. Из него насосами жидкий холодильный агент раздается по циркуляционным ресивера и забираю оттуда пар попадает в воздухоохладители и батареи. Имеется дренажный ресивер, куда сливается весь жидкий холодильный агент.

3. Подбор холодильного оборудования

Холодильная установка создается для использования в определенных условиях, поэтому она должна отвечать конкретным требованиям, изложенным в задании на проектирование. Указанные требования учитываются путем подбора оборудования с необходимыми характеристиками и размещения его определенным образом. При подборе оборудования учитываются показатели основных его свойств: потребительских, отражающих полезный эффект от использования (холодопроизводительность, объемная подача, тепловой поток и др.); надежности, характеризующие безотказность, долговечность и ремонтопригодность; стандартизации и унификации. Соответствие выбираемого типа (марки) оборудования требованиям проекта оценивают качественно, а при наличии показателей свойств и количественно. Производительность выбранного оборудования может отличаться от требуемой. А учет надежности имеет качественный и количественный аспекты. Так, при учете качественного аспекта руководствуются следующими положениями. Структура выбираемой системы (объекта) должна быть проще, а ее элементы должны иметь более высокие и приблизительно одинаковые по значению показатели надежности. Объект должен быть защищен от вредных воздействий окружающей среды, и иметь блочно-модульную конструкцию. Детали, узлы и сборочные единицы объекта должны быть унифицированными и стандартизированными.

Количественная оценка предполагает выбор объекта с показателями надежности не ниже требуемых. Так, если требуемое значение показателя безотказной работы компрессорных агрегатов больше значения показателя выбираемых агрегатов, то необходим. резервный агрегат.

3.1 Компрессорные агрегаты

Расчетные нагрузки на компрессор Qкм 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. Тогда расчетная холодопроизводительность агрегатов:

Qкм = a?Q0

Для промышленных установок при непосредственном охлаждении объектов а = 1,05 ё 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 означают, что работа агрегата составит в сутки от 16/24 до 22/24, другими словами, коэффициент рабочего времени агрегата b=0,67.0,92. Таким образом, создается резерв холодопроизводительности:

Qкм = a?Q0/b, [3]

Также необходимо учитывать и число устанавливаемых холодильных агрегатов (машин) на каждую температуру кипения. Необходимую холодопроизводительность для данной температуры кипения можно сосредоточить в одном агрегате или разделить ее на несколько агрегатов.

Холодопроизводительность компрессорных агрегатов:

Определяем расчетную холодопроизводительность, подбираемых агрегатов.

Для

Qкм р.1 = Q01?a/b = 500 ? 1,05/0,8 = 656,25 кВт,

где Q01 = 500 кВт - тепловая нагрузка на компрессорные агрегаты, работающие на температуру кипения - 8°С;

а = 1,05 коэффициент, учитывающий потери; [3]

b = 0,8 - коэффициент рабочего времени компрессорных агрегатов. [3]

Для t01 = - 25°С

Qкм р.2 = Q02?a/b = 230? 1,06/0,8 = 304,75 кВт,

где Q02 = 230 кВт - тепловая нагрузка на компрессорные агрегаты, работающие на температуру кипения - 25°С; а = 1,05 - коэффициент, учитывающий потери давления и дополнительные теплопритоки через наружную поверхность трубопроводов, аппаратов стороны низкого давления на пути от охлаждаемых объектов к машинному отделению; b = 0,8 - коэффициент рабочего времени компрессорных агрегатов.

Для t01 = - 35°С

Qкм р.3 = Q03?a/b = 610 ? 1,08/0,8 = 823,5 кВт,

где Q03 = 610 кВт - тепловая нагрузка на компрессорные агрегаты, работающие на температуру кипения - 35°С;

а = 1,08 коэффициент, учитывающий потери;

b = 0,8 - коэффициент рабочего времени компрессорных агрегатов.

Определяем массовый расход хладагента компрессорных агрегатов:

Массовый расход компрессоров

кДж/кг

и - энтальпии в соответствующих точках цикла, кДж/кг (см. табл.1)

Массовый расход компрессоров

кДж/кг

и - энтальпии в соответствующих точках цикла, кДж/кг (см. табл.1)

Массовый расход компрессора

Так выбрана компаунданная схема холодильной установки требуется пересчитать расчетный массовый расход компрессоров по следующей зависимости:

Определяем массовый поток хладагента, поступающий из испарительной системы

кДж/кг,

и - энтальпии в соответствующих точках цикла, кДж/кг (см. табл.1)

Определяем удельную теплоту парообразования при

кДж/кг

Определяем массовый поток хладагента, испаряющегося при охлаждении горячего пара в компаундном ресивере

Удельная теплота парообразования:

кДж/кг,

Следовательно, массовая подача компрессора

Теоретическая объемная подача компрессорных агрегатов:

Для компрессорного агрегата при t01=-8 °C:

Vт. р.1 = Gкм1вс1/l1 = 1,86?0,42/0,77 = 1,01 м3

Vт. р.1=1,01?3600=3636 м3/ч,

где l1 = 0,77 - коэффициент подачи компрессорных агрегатов, [13];

хвс1 - удельный объем всасываемого пара в точке 5 (см. табл.1).

Для компрессорного агрегата при t02= - 25 °C:

Vт. р.2 = Gкм2вс2'/l2 = 0, 24?0,80/0,82 = 0,23 м3

Vт. р.2 = 0,23?3600 = 828 м3

где l2 = 0,82 - коэффициент подачи компрессорных агрегатов, [13];

хвс2 - удельный объем всасываемого пара в точке 3 (см. табл.1).

Для компрессорного агрегата при t03= - 35 °C:

Vт. р.3 = Gкм.3вс3”/l3 = 0,65?1,31/0,83 = 1,02 м3

Vт. р.3=1,02?3600=3672 м3/ч,

где l3 = 0,83 - коэффициент подачи компрессорных агрегатов, [13];

хвс3 - удельный объем всасываемого пара в точке 1 (см. табл.1).

Подбор компрессорных агрегатов

По значению теоретической объемной подачи Vт. р.1 для t01= - 8°C подбираем:

три винтовых компрессорных агрегата SAB 202SM фирмы Jonson Controls

с характеристиками [5]:

Объемная подача, м3/ч: 1229

Габаритные размеры, мм: 2200х1905х1915

Вес, кг: 1915;

По значению теоретической объемной подачи Vт. р.2 для t02= - 25 °C подбираем:

два винтовых компрессорных агрегата SAB 128HF фирмы Jonson Controls

с характеристиками [5]:

Объемная подача, м3/ч: 454

Габаритные размеры, мм: 2200х1420х1405

Вес, кг: 1150;

По значению теоретической объемной подачи Vт. р.3 для t03 = - 35 °C подбираем:

три компрессорных агрегата фирмы SAB 83 фирмы Jonson Controls с характеристиками [5]: Объемная подача, м3/ч: 1313. Габаритные размеры, мм: 3640х1590х2210 .Вес, кг: 3995;

По уточненному значению действительной подачи Vт.д. пересчитываем холодопроизводительность компрессора Qкм

Для компрессорного агрегата при t01= - 8 °C:

Qкм1 = n?Vт.д.1?q01?l1/ (uвс1?3600) =3?1229 ?1073?0,77/ (0,42?3600) = 2014,71 кВт

Для компрессорного агрегата при t02= - 25 °C:

Qкм2 = n?Vт.д.2 ?q02?l2/ (uвс2?3600) = 2?454?1275?0,82/ (0,80?3600) =329,62 кВт

Для компрессорного агрегата при t03= - 35 °C:

Qкм3 = n?Vт.д.3 ?q03?l3/ (uвс3?3600) = 3?1313?1270?0,83/ (1,31?3600) = 880,43к

Пересчитываем действительную массовую подачу холодильного агента

Для компрессорного агрегата при t01= - 8°C

Gкм1 = Vт. р.1?nкм? l1/ uвс1 =1229?3?0,77/ (0,42?3600) =1,88 кг/с;

Для двухступенчатого компрессора t02= - 25°C

Gкм2 = Vт. р.2?nкм? l2/ uвс2 =454?2?0,82/ (0,80?3600) =0,26 кг/с;

Для двухступенчатого компрессора t03= - 35°C

Gкм3 = Vт. р.3?nкм? l3/ uвс3 =1313?3?0,83/ (1,31?3600) =0,69 кг/с.

Эффективная мощность компрессора. Эффективная мощность компрессора Ne, кВт:

Ne = Gкм?lTe,

где lT - удельная теоретическая работа сжатия компрессора, кДж/кг; зe - эффективный коэффициент полезного действия компрессора зe=0,69-0,98. Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t01 = - 8 °C

Ne1 = Gкм1 ? lTe =1,88?230 /0,69 = 626,67 кВт,

lT = i6 - i5=1720 - 1490 = 230 кДж/кг

Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t02 = - 25 °C

Ne2 = Gкм2 ? lTe = 0,26?110/0,69 = 41,4 кВт

lT = i4 - i3 =1550 - 1440 = 110 кДж/кг

Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t03 = - 35 °C

Nе3 = Gкм3 ? lTe =0,69?170 /0,69 = 170 кВт

lT = i2 - i1 = 1600 - 1430= 170 кДж/кг

3.2 Подбор воздушного конденсатора

Тепловая нагрузка на конденсатор

Qкд = Gа.1? (i6м - i7),

где Gа.1 - массовая подача компрессора ; i6м, i7 - энтальпия хладагента соответственно на входе и выходе из конденсатора, кДж/кг;

Qкд = 1,88? (1590 - 350) = 2331,20 кВт

Определяем номинальную тепловую нагрузку на конденсатор по данным фирмы-изготовителя [6]:

Qкд. ном. = Qкд?f2?f3?f4

гдеf2, f3, f4 - поправочные коэффициенты

f2 = 0,71 при tк =35?С, tнр =24,5?С [6]

f3 = 1 при высоте над уровнем моря 0 м [6]

f4 = 0,97 при температуре нагнетания 90?С [6]

Qкд. ном. = 2331, 20?0,71?1?0,97 = 1605,49 кВт

Выбираем 8 воздушных конденсаторов марки AGVH 067B/2x2 [6];

Длина, мм: 2250

Ширина, мм: 2195

Высота, мм: 1150

Масса, кг: 620

Fк= 541 м2

3.3 Подбор батарей

Для компенсации внутренних и внешних теплопритоков, в камере устанавливают охлаждающие приборы - воздухоохладители и батареи. Подбор охлаждающих приборов осуществляется по площади теплоотводящей поверхности. Подбор охлаждающих батарей начинают с предварительного выбора типа конструкции и габаритных размеров, руководствуясь назначением, планировкой и размерами камеры, а также видом подаваемого в батареи охлаждающего вещества.

Площадь теплопередающей поверхности батарей, м2

Fб. р = b?Qб. р/ (kб?qб),

где, Qб. р - расчетная тепловая нагрузка на батареи (по заданию); b - доля теплового потока, отводимая батареями (по заданию); kб - коэффициент теплопередачи для оребренной трубы 0,035 ч 0,046 кВт/м2?К [1]; qб - разность температур теплообменивающихся сред qб = 7 ч 10 К [1];

Для температуры t01 = - 8 °C:

Fб.1 = b1?Qт. р1/kб1?qб = 0,15?500/ (0,046?10) = 163,04 м2;

Характеристики труб для охлаждающих батарей [1]:

Труба оребренная стальная;

Диаметр, мм: 16х2,0;

Шаг оребрения, мм: 20;

Площадь теплопередающей поверхности одного погонного метра длины f тр, м2/м: 0,328;

Вместимость одного погонного метра трубы етр, м3/м: 0,113?10-3;

Для температуры t02 = - 25 °C:

Fб.2 = b2?Qт. р2/kб2?qб =0,1?230/ (0,046?10) = 50 м2;

Характеристики труб для охлаждающих батарей [1]: труба оребренная стальная; диаметр, мм: 16х2,0; шаг оребрения, мм: 20; площадь теплопередающей поверхности одного погонного метра длины f тр = 0,328 м2/м; вместимость одного погонного метра трубы етр = 0,328?10-3 м3/м;

Длина батарей

L = Fб. р/f,

где Fб. р - площадь теплопередающей поверхности батареи, м2; f - площадь теплопередающей поверхности одного погонного метра длины [1], м2 /м:

Для температуры t01 = - 8 °C:

L1 = Fб.1/f = 163,04/0,328 = 497,08 м;

Для температуры t02 = - 25 °C:

L2= Fб.2/f =50/0,328 = 152 м;

Вместимость батарей по хладагенту:

еобщ = L?етр,

где L - длина батареи, м;

етр - вместимость одного метра трубы, м3/м.

Для температуры t01 = - 8 °C:

еобщ1 = L1тр = 497,08 ? 0,113 ·10-3 = 0,056 м3;

Для температуры t02 = - 25 °C:

еобщ2 = L2? етр = 152 ? 0,113 ·10-3 = 0,017 м3;

3.4 Подбор воздухоохладителей

Подбор воздухоохладителей начинают с предварительного выбора типа и марки аппарата, руководствуясь его целевым назначением (для охлаждения, замораживания, хранения продукта), планировкой и размерами камеры.

Расчётное значение тепловой нагрузки:

Qв. о. i = Qо. i?1,2?а1 [1],

где Qо. i - тепловая нагрузка на воздухоохладитель

1,2 - коэффициент, учитывающий запас производительности охлаждающих приборов;

а1 - доля тепловой нагрузки, отводимая воздухоохладителем. По заданию для температур t01 и t02 соответственно 0,85; 0,90.

Qво1= 500?1,2 ? 0,85 = 510 кВт;

Qво2= 230?1,2 ? 0,90 = 248,4 кВт;

Qво3 = 610?1,2 ? 1 = 732 кВт;

Расчетное значение теплопередающей поверхности воздухоохладителя

Fво. н = Qв. о. i / kво,в. о. [1];

гдеkво - коэффициент теплопередачи 0,01 ч 0,016 кВт/м2?К [1];

ив. о. - разность температур теплообменивающихся сред 7 ч 10 К [1];

Для температуры t01 = - 8 °C:

Fво. н1 = 510/0,016?10 = 3187,5 м2;

Для температуры t02 = - 25 °C:

Fво. н 2 = 248,4/0,016?10 = 1552,5 м2;

Для температуры t03 = - 35 °C

Fво. н3 = 732/0,016?10 = 4575 м2;

Выбираем воздухоохладитель марки Alfa Laval [7];

Для температуры t01 = - 8 °C:

Выбираем воздухоохладитель Alfa Laval

AirMax NH3, Ш вентилятора 560 мм

INGA565B40 (5 штуки)

Холодопроизводительность

110,1 кВт

Шаг ребер

4 мм

Расход воздуха

52270 м3/час

Длинна струи воздуха

40 м

Площадь теплоообмена

693,3 м2

Объем труб

0,076

Вентиляторы

5x560 мм

Потребляемая мощность

5000 Вт

Потребляемый ток

15,5/9,0

Уровень звукового давления

79 дБ

Габаритные размеры

A

5510 мм

B

5000 мм

C

2000 мм

Соединения

Вход

3x32 мм

Выход

3x42 мм

Вес

544 кг

Для температуры t01 = - 25 °C:

Выбираем воздухоохладитель Alfa Laval

AirMax NH3, Ш вентилятора 560 мм

INBA565C10 (5 штуки)

Холодопроизводительность

63,7 кВт

Шаг ребер

10 мм

Расход воздуха

55310 м3/час

Длинна струи воздуха

42 м

Площадь теплоообмена

347,8 м2

Объем труб

0,092

Вентиляторы

5x560 мм

Потребляемая мощность

5000 Вт

Потребляемый ток

15,5/9,0

Уровень звукового давления

79 дБ

Габаритные размеры

A

5510 мм

B

5000 мм

C

2000 мм

Соединения

Вход

3x33 мм

Выход

3x48 мм

Вес

540 кг

Для температуры t01 = - 35 °C:

Выбираем воздухоохладитель Alfa Laval

AirMax NH3, Ш вентилятора 560 мм

INBA565D10 (12 штук)

Холодопроизводительность

92,8 кВт

Шаг ребер

12 мм

Расход воздуха

53960 м3/час

Длинна струи воздуха

41 м

Площадь теплоообмена

405,7 м2

Объем труб

0,107

Вентиляторы

5x560 мм

Потребляемая мощность

5000 Вт

Потребляемый ток

15,5/9,0

Уровень звукового давления

79 дБ

Габаритные размеры

A

5510 мм

B

5000 мм

C

2000 мм

Соединения

вход

3x33 мм

выход

3x48 мм

Вес

608 кг

4. Подбор ресиверов

4.1 Подбор линейного ресивера

Линейный ресивер подбирают по вместимости. Линейный ресивер является общим элементом для холодильной установки, и количество их должно быть минимальным.

Вместимость линейного ресивера

Vл =0,3?SVс. о. уi= 0,3? (5?0,076 + 5?0,092 + 12?0,107 + 0,056 + 0,0017) = 0,65 м3,

где Vс. о. уi - суммарная вместимость охлаждающих устройств (батарей и воздухоохладителей).

По вместимости подбираем один линейный ресивер марки РЛД-1,25 [1].

Диаметр, мм: 1020;

Длина, мм: 2100;

Вместимостью V, м3: 1,25;

Масса ресивера m, кг: 940.

4.2 Подбор циркуляционных ресиверов

Вместимость вертикального циркуляционного ресивера со стояком при верхней подаче холодильного агента в охлаждающие приборы.

Vц = 2? (Vнт + 0,5?Vсоу+ 0,4?Vвт),

где, Vнт - объем подающего трубопровода соединяющего воздухоохладитель с циркуляционным ресивером, м3;

Vсоу - суммарная вместимость батареи и воздухоохладителей, м3;

Vвт - объем возвратного трубопровода соединяющего воздухоохладитель с циркуляционным ресивером, м3.

Объёмная подача жидкого хладагента

Vж = Q0i?n/ (r0ж),

где,Q0i - тепловая нагрузка на систему при t i

n - кратность циркуляции хладагента, равная при верхней подаче 6 ч 15; [1];

принимаем n=11;

сж - плотность жидкого аммиака при t i;

r0 - теплота парообразования аммиака при t i;

Для температуры - 25°С:

Vж2 = 230?11/ (1335?671,5) = 0,0028 м3

плотность жидкости: сж = 671,5 кг/м3;

теплота парообразования: r0 = 1335 кДж/кг;

кратность циркуляции: n = 11;

Массовая подача хладагента:

Gж2 = 230?11/1335 = 0,57 кг/с

Для температуры - 35°С:

Vж3 = 610?11/ (1380?684,0) = 0,0071 м3

плотность жидкости: сж = 684,0 кг/м3;

теплота парообразования: r0 = 1380 кДж/кг;

кратность циркуляции: n = 11;

Массовая подача хладагента:

Gж3 = 610?11/1380 = 0,45 кг/с

Определение диаметров трубопроводов подачи хладагента в испарительные системы

Для циркуляционного ресивера при температуре - 25°С:

подающего трубопровода:

dж1н. т. = v 4?Vж2/ (р?щтр1) =v 4?0,0028/ (3,14?1,25) = 0,053 м;

где, щтр - скорость движения щтр = 0,50 ч 1,25; [3] .В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 57х3,5 мм.

Пересчитываем скорость потока в трубе: щтр = (4? Vж2) / (р?d2вн) = (4?0,0028) / (3,14? (0,050) 2) = 1,42 м/с возвратного парового трубопровода: dж1в. т. = v 4?Gж2?v3''/ (р?щтр2) =v 4?1,89?0,79/ (3,14?20) =0,14 м; где, щтр - скорость движения щтр = 10 ч 25; [3]

Движение двухфазной среды вызывает существенное увеличение падения давления по сравнению с однофазной средой, поэтому диаметр трубопровода Dтр. дф, по которому движется двухфазная среда рассчитывается по формуле Блазиуса:

Dтр. дф = Dтр• (Dртр. дф/Dртр) 0,21,

где, Dртр. дф - падение давления в трубопроводе при движении двухфазной среды, Па

Ф = Dртр. дф/Dртр = 8;

где, Ф = Dртр. дф/Dртр определяется из [1, прил.66]

Диаметр трубопровода двухфазной среды dж1в. т, м: dж1в. т = 0,14 ? 80,21 = 0,221 м;

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 219х7 мм.

Пересчитываем скорость потока в трубе:

щтр = (4? Gж2?v3'') / (р?d2вн) = (4?1,89?0,79) / (3,14? (0, 205) 2) = 13,7 м/с

для циркуляционного ресивера при температуре - 35°С:

подающего трубопровода:

dж2н. т. = v 4?Vж2/ (р?щтр1) =v 4?0,0071/ (3,14?1,25) = 0,080 м;

где, щтр - скорость движения

щтр = 0,50 ч 1,25; [3]

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 89х3,5 мм.

возвратного парового трубопровода:

dж3в. т. = v 4?Gж3?v1''/ (р?щтр2) = v 4?0,45?0,79/ (3,14?20) = 0,15 м;

где, щтр - скорость движения

щтр = 10 ч 25; [3]

Диаметр трубопровода двухфазной среды dж1в. т, м:

dж3в. т = 0,15 ? 70,21 = 0,231 м;

Ф = Dртр. дф/Dртр = 7;

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 219х7 мм.

Пересчитываем скорость потока в трубе:

щтр = (4? Gж2?v1'') / (р?d2вн) = (4?0,45?0,79) / (3,14? (0, 205) 2) = 15,1 м/с

Определение вместимости подающего трубопровода:

Vн. т. = р?d2ж?l/4;

где, l - длина магистрального трубопровода, принимаем равной l = 50 м;,

для циркуляционного ресивера при температуре - 25°С:

Vн. т. = р?d2ж2?l/4= 3,14?0,0502?50/4= 0,11 м3;

для циркуляционного ресивера при температуре - 35°С:

Vн. т. = р?d2ж3?l/4= 3,14?0,0852?50/4= 0,28 м3;

Определение вместимости возвратного трубопровода:

Vв. т. = р?d2ж2?l/4;

для циркуляционного ресивера при температуре - 25°С:

Vв. т. = р?d2ж2?l/4= 3,14?0,2212?50/4= 0,91 м3;

для циркуляционного ресивера при температуре - 35°С:

Vв. т. = р?d2ж3?l/4= 3,14?0,2312?50/4= 1,98 м3;

Вместимость вертикального циркуляционного ресивера со стояком при верхней подаче:

Vц.1 = 2? (Vн. т.1 + 0,5?Vс. о. у.1+ 0,4?Vв. т.1) = 2? (0,11+0,5?0,477+0,4?0,51) =1,22 м3;

Vц.2 = 2? (Vн. т.2 + 0,5?Vс. о. у.2+ 0,4?Vв. т.2) = 2? (0,28+0,5?1,244+0,4?0,7) =1,98 м3;

Выбираем циркуляционный ресивер со стояком на температуру кипения t01 = - 25 и t01 = - 35 совмещающий функцию отделителя жидкости.

По значению вместимости Vц,1 для t01 = - 25 °C, и подбираем циркуляционный ресивер марки РЦЗ - 1,25 [1]:

Вместимость, м3: 1,25;

Диаметр корпуса, мм: 1020;

Длина, мм: 2090;

Расстояние между патрубками ресивера, мм: 850;

Масса, кг: 940.

По значению вместимости Vц,1 для t01 = - 35 °C, и подбираем циркуляционный ресивер марки РЦЗ - 2,0 [1]:

Вместимость, м3: 2,0;

Диаметр корпуса, мм: 1020;

Длина, мм: 3090;

Расстояние между патрубками ресивера, мм: 1530;

Масса, кг: 1220.

Проверка выбранных ресиверов на выполнение ими функций отделителя жидкости

Скорость осаждения капель жидкости:

щ = Vа?4/ (р?D2цр),

где, Vа - действительная объемная подача компрессорных агрегатов;

Dцр - диаметр корпуса циркуляционного ресивера.

Допустимое значение скорости движения пара в ресивере:

Для температуры t02 = - 25°С

[щ] = 2?щос?lап/Dцр=2?0,3?1,53/1,02 =0,9 м/с,

где, щос - скорость осаждения капель хладагента, не более 0,5 м/с; [1];

lап - расстояние между патрубками входа в аппарат парожидкостной смеси и выхода из него пара аммиака;

Для температуры t02= - 25°С:

щ2 = Vа2?4/ (р?D2цр2) = 0,21?4/ (3,14 ?1,022) = 0,26 м/с < [щ] = 0,9 м/с;

Vа2 = ( (454?2) /3600) ?0,82 = 0,21 м3

Для температуры t02 = - 35°С

[щ] = 2·?щос?lап/Dцр=2?0,3?2,14/1,22 = 1,05 м/с,

где, щос - скорость осаждения капель хладагента, не более 0,5 м/с; [1]; lап - расстояние между патрубками входа в аппарат парожидкостной смеси и выхода из него пара аммиака; [1]. Для температуры t03= - 35°С:

щ3 = Vа3 ?4/ (р?D2цр3) = 0,60?4/ (3,14?1,222) = 0,51 м/с < [щ] = 1,05 м/с.

Vа3 = ( (1313?2) /3600) ?0,83 = 0,60 м3

Выбранные ресиверы выполняют функцию отделителя жидкости

4.3 Подбор компаундного ресивера со стояком

Вместимость компаундного ресивера со стояком при верхней подаче холодильного агента в охлаждающие устройства:

Vк. р. = 2? (Vн. т. + 0,5?Vс. о. у. + 0,4?Vв. т.),

Где,Vн. т - объем подающего трубопровода соединяющего воздухоохладитель с циркуляционным ресивером, м3;

Vс. о. у - суммарная вместимость батареи и воздухоохладителей, м3;

Vв. т - объем возвратного трубопровода соединяющего воздухоохладитель с циркуляционным ресивером, м3.

Объёмная подача жидкого хладагента:

Vж = Q0i?n/ (r0ж),

где, Q0i - тепловая нагрузка на систему при t i;

n - кратность циркуляции хладагента, равная при верхней подаче 6 ч 15

принимаем n=11 [1];

сж - плотность жидкого аммиака при t i;

r0 - теплота парообразования аммиака при t i;

Для температуры - 8°С:

Vж = 500?11/ (1289,9?649,8) = 0,0065 м3

плотность жидкости: сж = 649,8 кг/м3;

теплота парообразования: r0 = 1289,9 кДж/кг;

кратность циркуляции: n = 11;

Определение диаметра трубопровода соединяющий ресивер с охлаждающими приборами:

Для компаундного ресивера при температуре - 8°С:

Подающего трубопровода:

dж. н. т. = v 4•Vж/ (р• щтр1) = v 4?0,0065/ (3,14?1,25) = 0,081 м;

где, щтр - скорость движения пара в аппарате, щтр = 0,50 ч 1,25; [3]

Определение вместимости трубопровода соединяющий ресивер с охлаждающими приборами:

Vн. т. = р?d2 ж. н. т. ?l/4;

для компаундного ресивера при температуре - 8°С:

Vн. т. = р?d2 ж. н. т. ?l/4= 3,14?0,0812?50/4= 0,26 м3;

Определение диаметра возвратного трубопровода соединяющий ресивер с охлаждающими приборами:

Для компаундного ресивера при температуре - 8°С:

Возвратного трубопровода:

dж. в. т. = v 4•Gж• v5''/ (р• щтр1) = v 4?0,39/ (3,14?20) = 0,126 м;

где, щтр - скорость движения пара в аппарате, щтр = 10 ч 25; [3]

Движение двухфазной среды вызывает существенное увеличение падения давления по сравнению с однофазной средой, поэтому диаметр трубопровода Dтр. дф, по которому движется двухфазная среда рассчитывается по формуле Блазиуса:

dтр. дф = dтр• (Dртр. дф/Dртр) 0,21,

где, Dртр. дф - падение давления в трубопроводе при движении двухфазной среды, Па

Ф = Dртр. дф/Dртр = 9;

где, Ф = Dртр. дф/Dртр определяется из [1, прил.66]

Диаметр трубопровода двухфазной среды dж1в. т, м:

dж. в. т = 0,126 ? 90,21 = 0, 200 м;

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 219х7 мм.

Определение вместимости возвратного трубопровода соединяющего ресивер с охлаждающими приборами:

Vв. т. = р?d2ж?l/4;

для компаундного ресивера при температуре - 8°С:

Vв. т. = р?d2 ж. в. т. ?l/4= 3,14?0, 2002?50/4= 1,05 м3;

Вместимость компаундного ресивера со стояком при верхней подачи:

Vк. р. = 2? (Vн. т. + 0,5?Vс. о. у. + 0,4?Vв. т.) = 2? (0,26 + 0,5?0,436 + 0,4?1,05) = 1,98 м3

Выбираем компаундный ресивер со стояком на температуру кипения t01= - 8°С совмещенный с функцией отделителя жидкости.

По значению вместимости Vк. р. для t01= - 8°С подбираем компаундного ресивер

РКЦ - 2,0 [1];

Вместимость, м3: 2,0;

Диаметр корпуса, мм: 1020;

Длина, мм: 3170;

Расстояние между патрубками ресивера, мм: 1550;

Масса, кг: 1400.

Проверка выбранного ресивера на выполнение функцию отделителя жидкости

Скорость осаждения капель жидкости:

щ = Vа?4/ (р?D2кр),

где, Vа - действительная объемная подача компрессорных агрегатов; Dк. р. - диаметр корпуса компаундного ресивера. Допустимое значение скорости движения пара в ресивере: для температуры t01 = - 8°С

[щ] = 2?щос?lап/Dкр=2?0,5?1,55/1,02 =1,52 м/с,

где, щос - скорость осаждения капель хладагента, не более 0,5 м/с; [1];

lап - расстояние между патрубками входа в аппарат парожидкостной смеси и выхода из него пара аммиака; [1]

Для температуры t01= - 8°С:

щ2 = Vа?4/ (р?D2кр) = 0,79?4/ (3,14 ?1,022) = 0,97 м/с < [щ] = 1,52 м/с;

Vа = ( (1229?3) /3600) ?0,77 = 0,79 м3

Выбранные ресиверы выполняют функцию отделителя жидкости.

4.4 Выбор дренажного ресивера

Объем дренажного горизонтального ресивера

Vд. г. = 1,4?Vд

где Vд - объем максимального дренируемого блока - компаундного ресивера - составляет 2,0 м3

Vд. г. = 1,6?2,0 = 3,2 м3

Выбираем горизонтальный дренажный ресивер 3,5РД с характеристиками [1]:

Вместимостью, м3: 3,4;

Диаметром корпуса, мм: 1000;

Длиной, мм: 4825;

Массой, кг: 1160.

4.5 Выбор маслосборника

Выбираю маслосборник марки 60МЗС [10].

Вместимость м3: 0,06;

Диаметр мм: 325;

Высота мм: 1200;

Ширина, мм: 645;

Масса кг: 81.

4.6 Подбор маслоотделителя

В разрабатываемой системе предусмотрен центральный маслоотделитель, который установлен на стороне нагнетания компрессоров при t01 = - 8°С. Данные компрессора нагнетают пар в компаундный ресивер, с целью снижения количества масла поступающего с паром хладагента в данный ресивер, и уменьшения степени замасливания его поверхности на пути нагнетаемого пара установлен маслоотделитель.

Маслоотделитель выбирают по значению внутреннего диаметра корпуса, требуемый диаметр аппарата равен

объемный расход хладагента в нагнетательном коллекторе, объединяющем компрессора t01 = - 8°С.

скорость движения пара в аппарате, обеспечивающая осаждение капель масла.

В соответствии с рассчитанным диаметром аппарата подбираем маслоотделитель фирмы Guntner марка ASS-OA

Технические характеристики

Диаметр 1000 мм

Высота 2000 мм

Вместимость 1,2 м3

Масса 456 кг

4.7 Маслосборник

Маслоотделители, предусмотренные в системе, задерживают только часть масла. Масло же прошедшее через маслоотделитель, скапливается в теплообменных и емкостных аппаратах, имеющихся в холодильной установке. Вследствие этого все аппараты аммиачных холодильных установок имеют в нижней части корпуса отстойники для сбора масла с вентилем для их выпуска. Из этих отстойников масло периодически выпускается в маслосборник, откуда затем выпускается из системы.

Следовательно, принимаем к установке в системе общий маслосборник марки 60МЗС.

4.8 Отделитель жидкости

Отделитель жидкости выбираем марки GP2

4.9 Подбор аммиачных насосов

Аммиачные насосы подбираются по значению объемной подачи хладагента.

Vн = Q0i?n/ (r0ж),

где, Q0i - тепловая нагрузка при ti;

n - кратность циркуляции хладагента, равная при верхней подаче 6 - 15;

принимаю n=11;

сж - плотность жидкого аммиака на линии насыщения;

r0 - теплота парообразования аммиака.

Для температуры t01 = - 8 °C:

Vн = 500?11/ (1289,9?649,8) = 0,0065 м3

Плотность жидкости: сж = 649,8 кг/м3;

Теплота парообразования: r0 = 1289,9 кДж / кг,

кратность циркуляции: n = 11;

По значению объемной подачи выбираем один насос (и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 8050 с характеристиками [8]:

Объёмная подача, м3/ч: 30

Максимальный напор, м: 53

Габаритные размеры 820х200х325 мм;

Масса 98 кг.

Для температуры - 25°С:

Vн = 230?11/ (1335?671,5) = 0,0028 м3

Плотность жидкости: сж = 671,5 кг/м3;

Теплота парообразования: r0 = 1335 кДж / кг,

кратность циркуляции: n = 11;

По значению объемной подачи выбираем один насос (и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 5040 с характеристиками [8]:

Объёмная подача, м3/ч: 13,5

Максимальный напор, м: 35

Габаритные размеры, мм: 805х190х310

Масса, кг: 63

Для температуры - 35°С:

Vн = 600?4/ (1380?684,0) =0,0071 м3

Плотность жидкости: сж = 684,0 кг/м3;

Теплота парообразования: r0 = 1380 кДж / кг,

кратность циркуляции: n = 11;

По значению объемной подачи выбираем один насос (и один резервный) HRP 8050 с характеристиками [8]:

Объёмная подача, м3/ч: 30

Максимальный напор, м: 53

Габаритные размеры 820х200х325 мм;

Масса 98 кг.

5. Расчет трубопроводов

Расчет нагнетательных трубопроводов:

Расчет трубопроводов заключается в определении внутреннего диаметра трубы. Для хладагента и других рабочих веществ диаметр может быть определен по оптимальной скорости движения этой среды по трубе исходя из уравнения неразрывности и потока.

Значения скорости принимаются из рекомендуемых значений.

D = [4?Vтр / (р?щ)] 0,5,где, Vтр - объемный расход вещества по трубопроводу, м3/с;

w - скорость движения вещества, м/с.

Принимаю w = 20 [3].

Объемный расход вещества нагнетательного трубопровода Vтр, м3/с:

Vтр = Gaii/n

где, Gai - массовый расход хладагента при t0i;

хi - удельный объем нагнетаемого пара;

n - количество компрессоров при t0i

Для температуры - 8°С:

Vтр1 = Ga11/n = 1,86?0,13/3 = 0,008 м3/с;

D1 = [4?0,008/ (3,14?20)] 0,5 = 0,071 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 76х3,5 мм. Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,08) / (3,14? (0,069) 2) = 21,4 м/с

Для температуры - 25°С:

Vтр1 = Ga22/n = 0,24?0,47/2 = 0,056 м3/с;

D2 = [4?0,056/ (3,14?20)] 0,5 = 0,059 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 57х3,5 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,056) / (3,14? (0,05) 2) = 28,5 м/с

Для температуры - 33°С:

Vтр3 = Ga33/n = 0,65?0,5/3 = 0,11 м3/с;

D3= [4?0,11/ (3,14?20)] 0,5 = 0,083 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 89х3,5 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,11) / (3,14? (0,082) 2) = 20,8 м/с

Расчет всасывающих трубопроводов

Определяем диаметр трубопровода D, м:

D = [4• Vтр / (р• щ)] 0,5,

где, Vтр - объемный расход вещества по трубопроводу, м3/с;

w - скорость движения вещества, м/с

w = 10 ч 25 [3].

Принимаю w = 20 м/с.

Объемный расход вещества по трубопроводу Vтр, м3/с:

Vтр = Gaii/n

где, Gai - массовый расход хладагента при t0i;

хi - удельный объем всасываемого пара;

n - количество компрессоров при t0i

Для температуры - 8°С:

Vтр1 = Ga11/n = 1,86?0,42/3 = 0,26 м3/с;

D1 = [4?0,26/ (3,14?20)] 0,5 = 0,128 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 133х4 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,26) / (3,14? (0,125) 2) = 21,2 м/с

Для температуры - 25°С:

Vтр2 = Ga22/n = 0,24?0,8/2 = 0,096 м3/с;

D2 = [4?0,096/ (3,14?20)] 0,5 = 0,078 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 89х3,5 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,096) / (3,14? (0,082) 2) = 18,2 м/с

Для температуры - 35°С:

Vтр3 = Ga33/n = 0,65?1,31/3 = 0,28 м3/с;

D3 = [4?0,28/ (3,14?20)] 0,5 = 0,133 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 133х4 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,28) / (3,14? (0,125) 2) = 22,8 м/с

Расчет всасывающих коллекторов:

Определяем диаметр трубопровода D, м:

D = [4• Vтр / (р• щ)] 0,5,

где, Vтр - объемный расход вещества по трубопроводу, м3/с;

w - скорость движения вещества, м/с

w = 10 ч 25 [3].

Принимаю w = 20 м/с.

Объемный расход вещества по трубопроводу Vтр, м3/с:

Vтр = Gaii

где, Gai - массовый расход хладагента при t0i;

хi - удельный объем всасываемого пара;

Для температуры - 8°С:

Vтр1 = Ga11 = 1,86?0,42 = 0,78 м3/с;

D1 = [4?0,78/ (3,14?20)] 0,5 = 0,223 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 273х8 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,78) / (3,14? (0,250) 2) = 15,9 м/с

Для температуры - 25°С:

Vтр2 = Ga22 = 0,24?0,8 = 0,19 м3/с;

D2 = [4?0, 19/ (3,14?20)] 0,5 = 0,110 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 108х4 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0, 19) / (3,14? (0,1) 2) = 24,2 м/с

Для температуры - 35°С:

Vтр3 = Ga33 = 0,65?1,31 = 0,85 м3/с;

D3 = [4?0,85/ (3,14?20)] 0,5 = 0,232 м

В соответствии с ГОСТом выбираем стальную бесшовную трубу 273х8 мм.

Пересчитываем скорость движения потока среды в трубе:

w = (4? Vтр1) / (р? (dвн) 2) = (4?0,85) / (3,14? (0,257) 2) = 16,4 м/с

Расчет нагнетательных коллекторов:

Определяем диаметр трубопровода D, м:


Подобные документы

  • Использование холода в кондитерском производстве. Оптимальные параметры охлаждающих сред для производства конфет. Группировка потребителей холода по изотермам холода. Расчет термодинамических циклов холодильных машин. Схема системы хладоснабжения.

    курсовая работа [71,1 K], добавлен 19.06.2011

  • 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.

    курсовая работа [99,3 K], добавлен 23.08.2011

  • Выбор и обоснование схемы абсорбционной холодильной установки. Расчет процесса получения холода на диаграмме. Рассмотрение процессов в генераторе, дефлегматоре и конденсаторе. Аэродинамический расчет вентиляторной градирни и водоохлаждающего устройства.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 28.03.2013

  • График температурного испарения хладагента. Расчет удельной тепловой нагрузки испарителя и конденсатора. Энергетический баланс установки. Определение мощности, потребляемой компрессором. Расчет температуры получаемого холода и КПД холодильной установки.

    контрольная работа [591,4 K], добавлен 12.06.2013

  • 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 17.04.2012

  • Принцип работы бытовых и хозяйственных тепловых насосов. Конструкция и принципы работы парокомпрессионных насосов. Методика расчета теплообменных аппаратов абсорбционных холодильных машин. Расчет тепловых насосов в схеме сушильно-холодильной установки.

    диссертация [3,0 M], добавлен 28.07.2015

  • Виды и предназначение компрессионных холодильных установок. Устройство и технология работы приборов автоматики. Эксплуатация устройств автоматики и контрольно-измерительных приборов (КИП). Расчет охлаждаемой площади для продовольственного магазина.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 24.11.2010

  • Проект системы хладоснабжения мясокомбината: определение размеров камер, их планировка. Расчет температуры кипения холодильного агента, конденсации и теплопритоков; построение циклов холодильных машин. Подбор компрессоров, вспомогательного оборудования.

    курсовая работа [135,0 K], добавлен 09.10.2011

  • Назначение, устройство и функциональная схема аммиачной холодильной установки. Построение в термодинамической диаграмме цикла для заданного и оптимального режимов. Определение холодопроизводительности, потребляемой мощности и расхода электроэнергии.

    контрольная работа [147,7 K], добавлен 25.12.2013

  • Использование в холодильной технике летучих жидкостей. Наиболее употребительные хладагенты. Простой паровой цикл механической холодильной машины. Единицы измерения холода. Термоэлектрическое охлаждение. Схема компрессионной холодильной установки.

    реферат [705,8 K], добавлен 01.02.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.