Проект мясокомбината с производительностью 250 т/сутки г. Омск

кВт.

б) теоретический по разности удельных энтальпий в теоретическом цикле:

кВт.

Расчёт и подбор компрессоров, (to=-45 oC)

Цикл одноступенчатого сжатия в диаграмме lgP-i представлен на рисунке 8.



Рисунок 8 - Цикл двухступенчатого сжатия.

Таблица 12 - Параметры точек цикла R717

Номер точки	t, °C	P, Bar	V, м3/кг	i, КДж/кг	x
1'	-45	0,55	2,0	1400	1
1	-35	0,55	2,05	1425	-
2	50	3	0,52	1595	-
3	-4	3	0,42	1470	-
4	90	16,5	0,105	1645	-
5	40	16,5	-	385	0
5'	-9	3	0,073	385	0,175
6	-6	16,5	-	175	-
6'	-45	0,55	0,245	175	0,125
7	-9	3	0,41	1450	1

Температура конденсации для установок с воздушным охлаждением конденсатора:

°С,

где - расчетная температура наружного воздуха.

Промежуточное давление в цикле двухступенчатого сжатия определяется по формуле:

МПа.

Температуры на диаграмме:

t1 = + 10 = -45 + 10 = -35 °C;

t3 = + 5 = -9 + 5 = -4 °C;

t6 = + 5 = -9 + 3 = -6 °C.

Рассчитываем удельную массовую холодопроизводительность:

q0 = i1' - i6' = 1400 - 175= 1225 КДж/кг.

Рассчитываем удельную объемную холодопроизводительность:

КДж/м3.

Определяем расход холодильного агента в нижней ступени:

кг/с.

Определяем расход холодильного агента в верхней ступени:

кг/с.

Определяем действительный объем пара:

 = · V1 = 0,512 · 2,05 = 1,050 м3/с,

= · V3 = 0,683 · 0,42 = 0,286 м3/с.

Коэффициент подачи компрессора:

Низкая ступень: Рm/Р0 = 5,45. Коэффициент подачи лнс = 0,83.

Высокая ступень: Рк/Рm = 5,5. Коэффициент подачи лвс = 0,83.

Рассчитываем теоретическую объемную подачу:

м3/с, (4554 м3/ч),

м3/с, (1238,4 м3/ч).

Подбираем два двухступенчатых винтовых компрессорных агрегата серии Grasso - SP2 Y, и один такой же резервный.

На низкую ступень два компрессора серии Grasso - SP2 Y, LP-Y, с рабочим объемом одного компрессора Vh = 2296 м3/ч и мощностью электра двигателя Nэл = 132 кВт каждый.

На высокую ступень два компрессора серии Grasso - SP2 Y, НP-P, с рабочим объемом одного компрессора Vh = 805 м3/ч и мощностью электра двигателя Nэл = 160 кВт каждый.

Пересчет:

Расчетная тепловая нагрузка на компрессор:

кВт.

Определяем фактический расход холодильного агента в нижней ступени:

 кг/с.

Определяем фактический расход холодильного агента в верхней ступени:

кг/с.

Определяем теоретическую мощность компрессора:

= (i2 - i1) = 0,516 · (1595 - 1425) = 87,72 кВт;

= (i4 - i3) = 0,688 · (1645 - 1470) = 120,4 кВт.

Рассчитываем действительную мощность компрессора:

кВт;

кВт.

Определяем эффективную мощность компрессора:

кВт;

кВт.

Расчетная тепловая нагрузка на конденсатор:

а) действительный с учетом потерь в процессе сжатия:

кВт.

б) теоретический по разности удельных энтальпий в теоретическом цикле:

кВт.

2.8.2 Расчёт и подбор конденсаторов

Тепловой расчет конденсаторов заключается в определении значения площади теплопередающей поверхности, обеспечивающей при заданной тепловой нагрузке поддержание требуемого режима работы. По значению площади теплопередающей поверхности подбирают стандартные аппараты, суммарная площадь теплопередающей поверхности которых приблизительно равна расчетной, а при значительном их различии уточняют возможность поддержания требуемого режима выбранными аппаратами.

Для крупных холодильных установок обычно применяются общие конденсаторы для всех компрессоров, работающих на различные температуры кипения.

Подбор конденсаторов производится по величине расчетной площади теплопередающей поверхности по формуле:

м2,

где Qк.р - суммарная тепловая нагрузка на конденсатор от всех групп компрессоров, кВт;

qк - плотность теплового потока в конденсаторе, (0,15…0,4) кВт/м2.

По полученной площади подбираем пять конденсаторов марки ВАК 375. Поверхность теплообменника - 1224 м2.

Габаритные размеры: L = 4,5 м; В = 1,4 м; Н = 2,1 м; Н1 = 1,5; h = 0,7 м.

2.8.3 Расчёт и подбор промежуточных сосудов

Промежуточные сосуды устанавливаются в двухступенчатых аммиачных холодильных установках для каждой температуры кипения отдельно.

Промежуточный сосуд подбирается по значению внутреннего диаметра корпуса аппарата, из условия сплошности газового потока и проверяется по поверхности змеевика.

Подбор промежуточного сосуда для t0 = -30 ?C

Требуемый диаметр находим по формуле:

м,

где Gвс - расход холодильного агента в верхней ступени, кг/с;

V3 - удельный объем всасываемого в компрессор высокой ступени пара, м3/кг;

- скорость движения пара в промсосуде допускается не более 0,5 м/с.

Требуемая площадь поверхность змеевика находим по формуле:

м2.

где Qзм - тепловая нагрузка на змеевик промсосуда, кВт;

Кзм - коэффициент теплопередачи змеевика, (0,580…0,700) кВт/(м2К);

- средняя логарифмическая разность температур между жидким хладагентом, проходящем по змеевику и жидким хладагентом, кипящем в корпусе промсосуда, 0С.

Тепловая нагрузка на змеевик промсосуда:

Qзм = Gнс · (i5 - i6) = 0,254 · (385 - 220) = 41,91 кВт.

где Gнс - расход холодильного агента в нижней ступени, кг/с;

i5, i6 - энтальпии жидкого хладагента на входе и выходе змеевика промсосуда, КДж/кг.

Средняя логарифмическая разность температур:

0С.

Подбираем один промежуточный сосуд марки 60 ПСЗ. Вместимость 0,67 м3, наружная площадь змеевика 4,3 м2. Размеры: диаметр - 600 мм, высота - 2800 мм.

Подбор промежуточного сосуда для t0 = -45 ?C:

Требуемый диаметр находим по формуле:

м,

где Gвс - расход холодильного агента в верхней ступени, кг/с;

V3 - удельный объем всасываемого в компрессор высокой ступени пара, м3/кг;

- скорость движения пара в промсосуде допускается не более 0,5 м/с.

Требуемая площадь поверхность змеевика находим по формуле:

м2.

где Qзм - тепловая нагрузка на змеевик промсосуда, кВт;

Кзм - коэффициент теплопередачи змеевика, (0,580…0,700) кВт/(м2К);

- средняя логарифмическая разность температур между жидким хладагентом, проходящем по змеевику и жидким хладагентом, кипящем в корпусе промсосуда, 0С.

Тепловая нагрузка на змеевик промсосуда:

Qзм = Gнс · (i5 - i6) = 0,516 · (385 - 175) = 108,36 кВт.

где Gнс - расход холодильного агента в нижней ступени, кг/с;

i5, i6 - энтальпии жидкого хладагента на входе и выходе змеевика промсосуда, КДж/кг.

Средняя логарифмическая разность температур:

0С.

Подбираем 2 промежуточных сосуд марки 80 ПСЗ. Вместимость 1,15 м3, наружная площадь змеевика 6,3 м2. Размеры: диаметр - 800 мм, высота - 2920 мм.

2.8.4 Подбор воздухоотделителя

Воздухоотделитель предназначен для отделения от холодильного агента не конденсирующихся газов и удаления их из системы.

Устанавливаем один автоматический отделитель неконденсирующихся газов с возможностью самоблокировки `Purger' фирмы Grasso.

Габаритные размеры: верхняя часть корпуса - 700 мм;

нижняя часть корпуса - 500 мм;

высота - 450 мм;

ширина - 330 мм.

2.8.5 Подбор маслосборника

При выборе маслосборников для аммиачных холодильных установок учитывают число аппаратов, работающих под высоким, промежуточным и низким давлением, из которых приходится удалять масло. Лучше устанавливать два маслосборника - один для выпуска масла из аппаратов высокого давления (маслоотделитель, конденсаторы, линейный ресивер) и другой для выпуска масла из аппаратов промежуточного и низкого давления (промсосуды, циркуляционные и дренажные ресиверы).

Установлено два маслосборника марки 60 МЗС.

Вместимость 0,06 м3, масса 81 кг.

Размеры: диаметр Ч площадь 325 Ч 8 мм,

ширина Ч высота 645 Ч1200 мм.

2.8.6 Расчёт и подбор линейного ресивера

Расчет и подбор ресиверов холодильных установок производим с учетом ёмкости испарительной системы по холодильному агенту и способу подачи холодильного агента в испарительную систему. Расчет ресиверов сводится к определению ёго ёмкости.

Наличие линейных ресиверов обязательно во всех крупных холодильных установках. Линейный ресивер служит для приема жидкого аммиака из конденсатора и других ёмкостей.

Ёмкость линейного ресивера для системы с нижней подачей холодильного агента в приборы охлаждения определяется по формуле:

м3,

где VБ, VВО - геометрический объём труб батарей и воздухоохладителей, м3.

Подбираем два ресивера линейно-дренажного типа марки 3,5 РД.

Вместимость 3,4 м3.

Габаритные размеры (диаметр Ч длина) 1000 Ч 4825 мм.

2.8.7 Расчёт и подбор циркуляционных ресиверов

Циркуляционные ресиверы устанавливаются в насосных схемах подачи хладагента в испарительную систему и подбирают отдельно для каждой температуры кипения.

Расчет геометрической ёмкости циркуляционного ресивера зависит от подачи хладагента в систему, и от исполнения ресивера.

Выбираем для расчета циркуляционный ресивер с нижней подачей холодильного агента, горизонтального типа со стояком.

Формула для расчета ёмкости циркуляционного ресивера:

Vц = 3 · (Vнт + 0,2 · (VВО + VБ) + 0,3 · Vвт) м3,

где Vнт - внутренний объём нагнетательного трубопровода;

Vвт - внутренний объём всасывающего трубопровода.

Vнт= 0,04 · (VВО + VБ) м3;

Vвт = 0,06 · (VВО + VБ) м3.

Подбор циркуляционного ресивера для температуры кипения t0 = -15 °C:

Емкость циркуляционного ресивера:

Vц = 3 · (0,081 + 0,2 · (1,68 + 0,346) + 0,3 · 0,1215) = 1,568 м3,

Vнт= 0,04 · (1,68 + 0,346) = 0,081 м3,

Vвт = 0,06 · (1,68 + 0,346) = 0,1215 м3.

Подбираем ресивер циркуляционно - защитного типа РЦЗ - 2,0.

Вместимость - 2,0 м3.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 3090 мм.

Подбор циркуляционного ресивера для температуры кипения t0 = -30 °C:

Емкость циркуляционного ресивера:

Vц = 3 · (0,0642 + 0,2 · 1,605 + 0,3 · 0,0963) = 1,242 м3,

Vнт= 0,04 · 1,605 = 0,0642 м3,

Vвт = 0,06 · 1,605 = 0,0963 м3.

Подбираем ресивер циркуляционно - защитного типа РЦЗ - 1,25.

Вместимость - 1,25 м3.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 2090 мм.

Подбор циркуляционного ресивера для температуры кипения t0 = -45 °C:

Емкость циркуляционного ресивера:

Vц = 3 · (0,08576 + 0,2 · 2,144 + 0,3 · 0,12864) = 1,66 м3,

Vнт= 0,04 · 2,144 = 0,08576 м3,

Vвт = 0,06 · 2,144 = 0,12864 м3.

Подбираем ресивер циркуляционно - защитного типа РЦЗ - 2,0.

Вместимость - 2,0 м3.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 3090 мм.

2.8.8 Расчёт и подбор дренажного ресивера

Дренажный ресивер предназначен для временного приема жидкого холодильного агента из охлаждающих устройств и аппаратов холодильной установки при оттаивании, ремонте и т.д.

Дренажный ресивер должен вмещать жидкий аммиак из любого аппарата (сосуда).

Подбираем ресивер дренажно-циркуляционного типа РЦЗ - 2,0.

Вместимость 2,0 м3.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 3090 мм.

2.8.9 Расчёт и подбор насосов холодильного агента

Для аммиачных холодильных установок с насосно-циркуляционной схемой непосредственного охлаждения рекомендуется применять герметичные насосы, которые следует раздельно устанавливать, для каждой испарительной системы (по температурам кипения). Насосы подбирают по производительности в м3/с.

Производительность насоса холодильного агента рассчитывается при помощи формулы:

,

где Q - тепловая нагрузка на оборудование, кВт;

n - кратность циркуляции холодильного агента, при нижней подачи 3..5;

o - плотность холодильного агента при данной температуре кипения кг/м3;

rо - скрытая теплота парообразования при tо, Дж/кг.

Для бесперебойного режима работы холодильной установки необходимо установить резервный насос, который мог бы заменить рабочий.

Подбор насоса для температуры кипения t0 = -15 ?С:

м3/ч.

Подбираем 1 насос марки 1 ЦГ 12,5/50б и один такой же резервный.

Объемная подача Vн = 2 - 14 м3/ч.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 3090 мм.

Подбор насоса для температуры кипения t0 = -30 ?С:

м3/ч.

Подбираем 1 насос марки 1 ЦГ 12,5/50б и один такой же резервный.

Объемная подача Vн = 2 - 14 м3/ч.

Габаритные размеры: (диаметр Ч длина) 1020 Ч 3090 мм.

Подбор насоса для температуры кипения t0 = -45 ?С:

м3/ч.

Подбираем 1 насос марки 1 ЦГ 12,5/50б и один такой же резервный.

Объемная подача Vн = 2 - 14 м3/ч.

Габаритные размеры: (дл Ч шир Ч выс) 805 Ч 438 Ч 445 мм.

2.9 Расчет диаметров трубопроводов

Расчет диаметров трубопроводов производится на ЭВМ. Программа позволяет определить диаметр трубы и выбрать из заданного массива труб ближайший больший стандартный диаметр требуемой трубы.

Программа работает в режиме диалога «вопрос-ответ».

Диаметр трубы (м) рассчитывается из уравнения неразрывности потока по задаваемой скорости движения среды:

где - масса вещества, протекающая по трубопроводу, кг/с;

V - удельный объем вещества, ;

W - скорость движения вещества, м/с.

Скорость движения среды выбираем из таблицы 13.

Таблица 13 - Скорость движения жидких и газообразных веществ в трубопроводах

Вещество	Скорость, м/с
	На стороне всасывания	На стороне нагнетания
Парообразный аммиак	10…25	10…30
Жидкие хладагенты	0,15…0,5	0,5…1,25
Жидкие хладагенты при самотечном движении	0,15…0,5	0,15…0,5

После определения диаметра трубы из соответствующего массива труб выбирается ближайший больший диаметр и для него производится перерасчет скорости движения среды.

При этой скорости при введенной длине трубопровода вычисляем падение давления вещества в трубопроводе по формуле:

где - коэффициент сопротивления трения;

l - длина трубопровода;

А - эмпирический коэффициент.

Коэффициент сопротивления трения задается следующим:

- для сухого насыщенного и нагретого пара 0,025;

- для влажного пара и жидких рабочих тел 0,03-0,035;

Значение коэффициента А для некоторых видов запорной арматуры приведем в таблице 14.

Таблица 14 - Значения коэффициента А

Местное сопротивление	А
Проходной вентиль открытый	390
Обратный клапан	165
Отвод	18

Длину трубопровода определяем по чертежу. Затем падение давления сравнивается с допустимым падением давления (которое вводится) на этом участке.

Допустимое падение давление зависит от назначения трубопровода, и при его определении следует пользоваться таблицами свойств хладагентов.

Падение давления во всасывающем трубопроводе допускается такое, которое соответствует понижению температуры насыщенного пара на один градус для аммиачных установок и до двух - для хладоновых установок.

В нагнетательном трубопроводе между компрессором и конденсатором допускается падение давления, соответствующее изменению температуры насыщенного пара до 0,5 градуса для аммиачных установок и до градуса - для хладоновых установок.

Для расчета жидкостного трубопровода падение давления на участке между конденсатором и линейным ресивером задают 1,2 кПа, на участке между ресивером и регулирующей станцией 24,5 кПа.

Для жидких хладоносителей считаются допустимыми следующие падения давления в трубопроводах: в пределах машинного отделения - не более 150 кПа, в межцеховых коммуникациях при их значительной протяженности - не более 100 кПа.

Если падение давления на данном участке трубопровода превышает допустимое падение давления, то из массива труб выбирается следующий больший диаметр трубы и расчет повторяется (определяется скорость движения, падение давления, сравнение и т.д.). Так повторяется до тех пор, пока падение давления в трубопроводе не будет меньше допустимого падения давления .

Расчет может проводиться для 10 температур кипения, всасывающего, нагнетательного, жидкостного, можно по участкам, определенной длины трубопровода, магистрального всасывающего, магистрального нагнетательного, магистрального жидкостного (также можно по участкам), аварийного сливного трубопровода и трубопровода для предохранительных клапанов, водяного трубопровода, рассольного для требуемого количества температур.

Исходные данные для ввода в ЭВМ подготовим в виде таблицы 15.

Пропускная способность предохранительного трубопровода должна быть не менее определенной по формуле:

где g - интенсивность теплового потока из помещения во время пожара, (во всех случаях принимается равной 10);

s - площадь наружной поверхности сосуда (аппарата), ;

r - удельная теплота парообразования хладагента при давлении открытия предохранительного клапана, кДж/кг.

Для расчета трубопровода жидкого хладагента после насоса необходимо массу агента пересчитать исходя из производительности насоса:

.

Таблица 15 - Исходные данные для расчета трубопроводов

Трубопровод	Масса вещества, протекающая по трубопроводу G, кг/с	Удельный объём V, м3/кг	Скорость движения W, м/с	Эмпирический коэффициент А	Длина трубопровода L, м	Коэффициент сопротивления трения по длине лТР	Допустимое падение давления, ДРДОП, кПа
Температура кипения t0 = - 15 0С
Общий всасывающий	0,468	0,53	15	408	4	0,025	9,86
Всасывающий	0,234	0,53	15	591	7,5	0,025	9,86
Нагнетательный	0,234	0,105	20	573	4,5	0,025	27,11
Жидкостной с РС	0,468	0,001726	0,5	426	21	0,03	24,5
Насос. вс.	1,15	0,001518	1	408	1,4	0,03	24,5
Насос. наг.	1,15	0,001518	1,2	591	120	0,03	24,5
Температура кипения t0 = - 30 0С
Всасывающий нс.	0,254	1	15	591	15	0,025	5,7
Всасывающий вс.	0,322	0,28	15	591	12	0,025	23,66
Нагнетательный нс.	0,254	0,35	20	591	11,5	0,025	12,02
Нагнетательный вс.	0,322	0,105	20	573	4,8	0,025	27,1
Жидкостной с РС	0,322	0,001726	0,5	444	24,5	0,03	24,5
Насос вс.	0,7	0,001475	1	408	1,4	0,03	24,5
Насос наг.	0,7	0,001475	1,25	591	86	0,03	24,5
Температура кипения t0 = - 45 0С
Общий всасывающий	0,516	2,05	15	408	7,5	0,025	3
Всасывающий нс.	0,258	2,05	15	591	11	0,025	3
Всасывающий вс.	0,344	0,42	15	591	11,5	0,025	32,14
Нагнетательный нс.	0,258	0,52	20	591	11	0,025	16,31
Нагнетательный вс.	0,344	0,105	20	573	4,7	0,025	27,1
Жидкостной с РС	0,344	0,001726	0,5	444	28	0,03	24,5
Насос вс.	1,42	0,001436	1	408	1,4	0,03	24,5
Насос наг.	1,42	0,001436	1,25	591	71	0,03	24,5
Магистральный наг.	0,91	0,105	20	36	30	0,025	27,1
Жид-ной с КД на ЛР	0,91	0,001726	0,5	226	2	0,03	1,2
Жид-ной с ЛР на РС	0,91	0,01726	0,5	462	13	0,03	24,5
Предохранительный	F=20,86	0,063	20	r = 1050,5

Таблица 16 - Результаты расчета

Трубопровод	Скорость движения W, м/с	Внутренний диаметр, мм	Наружный диаметр Чтолщина стенок, мм	Допустимое падение давления, ДРДОП, кПа	Длина трубопровода L, м	Падение давления, кПа
Температура кипения t0 = - 15 0С
Общий всасывающий	14,04	150	159,0 Ч 4,0	9,860	4	2,020
Всасывающий	10,11	125	133,0 Ч 4,5	9,860	7,5	1,568
Нагнетательный	12,51	50	57,0 Ч 3,5	27,110	4,5	12,359
Жидкостной с РС	0,41	50	57,0 Ч 3,5	24,500	21	1,244
Насос. вс.	0,89	50	57,0 Ч 3,5	24,500	1,4	3,406
Насос. наг.	0,89	50	57,0 Ч 3,5	24,500	12	6,491
Температура кипения t0 = - 30 0С
Всасывающий нс.	14,37	150	159,0 Ч 4,5	5,700	15	1,784
Всасывающий вс.	11,48	100	108,0 Ч 4,0	23,660	12	4,183
Нагнетательный нс.	17,69	80	89,0 Ч 3,5	12,020	11,5	8,208
Нагнетательный вс.	17,22	50	57,0 Ч 3,5	27,100	4,8	23,614
Жидкостной с РС	0,44	40	45,0 Ч 2,5	24,500	24,5	1,796
Насос вс.	0,82	40	45,0 Ч 2,5	24,500	1,4	3,041
Насос наг.	0,82	40	45,0 Ч 2,5	24,500	14	6,460
Температура кипения t0 = - 45 0С
Общий всасывающий	14,11	300	325,0 Ч 8,0	3,000	7,5	0,524
Всасывающий нс.	12,84	230	245,0 Ч 8,0	3,000	11	0,643
Всасывающий вс.	11,77	125	133,0 Ч4,0	32,140	11,5	2,818
Нагнетательный нс.	17,08	100	108,0 Ч 4,0	16,310	11	4,917
Нагнетательный вс.	18,40	50	57,0 Ч 3,5	27,100	4,7	26,871
Жидкостной с РС	0,47	40	45,0 Ч 2,5	24,500	28	2,219
Насос вс.	0,53	70	76,0 Ч 3,5	24,500	1,4	1,255
Насос наг.	1,04	50	57,0 Ч 3,5	24,500	16	10,263
Магистральный наг.	19,01	80	89,0 Ч 3,5	27,100	30	17,680
Жид-ной с КД на ЛР	0,41	70	76,0 Ч 3,5	1,200	2	0,369
Жид-ной с ЛР на РС	0,41	70	76,0 Ч 3,5	24,500	13	0,938
Предохранительный	15,55	32	38,0 Ч 2,0	-	-	-

2.10 Описание схемы холодильной установки

Проектом предусмотрена насосно-циркуляционная схема с нижней подачей аммиака в приборы охлаждения. Схема с непосредственным охлаждением. На проектируемом холодильнике мясокомбината проектом предусмотрено три температурных режима.

Первый режим: температура кипения t0 = -45 °С.

Второй режим: температура кипения t0 = -30 °С.

Третий режим: температура кипения t0 = -15 °С.

Первый температурный режим t0 = -45 °С объединяет камеры замораживания мяса (камера №6, №7, №8 и №9). На этот температурный режим работает два винтовых компрессорных агрегата фирмы Grasso - SP2 Y, в состав агрегата входят: маслоотделитель, щит автоматики, масляный холодильник, масляный насос. Подача холодильного агента к приборам охлаждения осуществляемся от циркуляционного ресивера РЦЗ-2 двумя насосами 1 ЦГ 12,5/50б один из которых резервный. Для замораживания мяса в камерах установлены воздухоохладители АВП 0,80/2-12-260.

Второй температурный режим t0 = -30 °С объединяет камеры: "хранение замороженого мяса" (камеры №12, №13, №14) и камеру хранения субпродуктов №11. На этот температурный режим работает один винтовой компрессорный агрегат фирмы Grasso - SP2 R. В состав агрегата входит; маслоотделитель, щит автоматики, масляный холодильник, масляный насос. Питание приборов охлаждения осуществляется от циркуляционного ресивера РЦЗ-1,25 двумя насосами 1 ЦГ 12,5/50б один из которых резервный. В камере хранения замороженного мяса установлены воздухоохладители АВП 0,62/2-12-210. В камере хранения субпродуктов установлены воздухоохладители АВП 0,80/1-12-150.

Третий температурный режим t0 = -15 °С объединяет камеры: "охлаждения мяса" (камера №3, №4, №5), "хранения охлажденного мяса" (камеры №15, №16), "цеха разделки и упаковки" (камера №2, №10) и "экспедицию"(камера №1). На этот температурный режим работает два винтовых компрессорных агрегата фирмы Grasso - SP1 L. В состав агрегата входят: маслоотделитель, щит автоматики, масляный холодильник, масляный насос. Заполнение испарительной системы осуществляется двумя насосами 1 ЦГ 12,5/50б один из которых резервный из циркуляционного ресивера РЦЗ-2. Непосредственно в камерах установлено:

- камеры охлаждения мяса имеют воздухоохладители АВП 0,80/1-12-180;

- камеры хранения охлажденного мяса имеют воздухоохладители АВП 0,80/1-12-150 и АВП 0,80/1-12-180

- в цехах разделки и упаковки и в экспедиции установлены батареи.

Проектом предусмотрено по одному резервному насосу холодильного агента 1 ЦГ 12,5/50б на каждый циркуляционный ресивер.

В схему включены пять воздушных конденсаторов ВАК-375 с площадью теплопередающей поверхности по 1224 м2 каждый, с тремя вентиляторами каждый. Конденсаторы установлены на конденсаторной площадке. После конденсатора жидкий холодильный агент стекает в два линейных ресивера 3,5РД. Оттайка осуществляется подачей горячих паров аммиака в приборы охлаждения, а для сбора жидкого хладагента предусмотрен дренажный ресивер РЦЗ-2. Установлено два маслосборника 60МЗС, для сбора масла из аппаратов холодильной установки.

Выпуск воздуха производится с помощью автоматического воздухоотделителя фирмы Grasso - Purger.

Для охлаждения масла в винтовых агрегатах принимаем масленые холодильники с впрыском холодильного агента.

Для заправки компрессоров маслом проектом предусмотрен агрегат централизованной заправки маслом.

2.11 Система смазки винтовых компрессоров

2.11.1 Принципиальные схемы смазки и регулирования холодопроизводительности

В зависимости от конструкции винтового компрессора подача масла на перестановку привода регулятора осуществляется двумя способами: от автономной системы гидравлики или за счет отбора части масла от общей смазочной системы. В зависимости от назначения и режима работы компрессора регулятор производительности может быть двух исполнений - с односторонним или двухсторонним сервоприводом, т. е. масло к приводу может подаваться с одной или двух сторон.

В процессе нормальной эксплуатации винтового компрессора с гидравлическим сервоприводом регулятора производительности целая группа деталей сервопривода подвергается повышенному износу и имеет ограниченный срок службы порядка 5000 ч работы.

К этой группе деталей относятся: уплотнение гидравлического поршня; уплотнение штока регулирующих салазок (винтовой компрессор с двухсторонним сервоприводом); уплотнительное кольцо потенциометра (у винтового компрессора серии 1 с потенциометрическим прибором). Нарушение герметичности у каждого кольца из этой группы деталей проявляется по-разному и в первую очередь зависит от конструкции сервопривода а также от способа подачи масла на его перестановку. Признаками, которые проявляются при возникновении неплотности уплотнительных колец регулятора, являются: подтеки масла в районе защитного колпака потенциометрического прибора; самопроизвольное перемещение регулирующих салазок в сторону увеличения производительности даже при ручном режиме регулирования работы компрессора; понижение уровня масла в масляном бачке гидравлики; выброс масло- аммиачной смеси через отверстия для выпуска масла в масляном бачке. Если ни один из этих признаков не проявляется, то совершенно не обязательно производить замену уплотнительных колец в период проведения очередного технического обслуживания компрессора, даже если он отработал свыше 5000 ч. Замена производится только в том случае, когда нарушается нормальная работа регулятора и в обязательном порядке во время текущего ремонта, т. е. через 10000...12000 ч работы.

Практика эксплуатации и технического обслуживания винтовых компрессоров предприятия "Кюльаутомат" показывает, что при нарушении нормальной работы регулятора по причине повышенного износа одного из рассмотренных уплотнительных колец целесообразно произвести полную его разборку с заменой всех уплотнительных колец, а не только того кольца, которое вышло из строя. Вызвано это тем, что при замене любого уплотнительного кольца необходимо выполнить целый ряд подготовительных работ: выпустить из агрегата хладагент, отсоединить масляный трубопровод и выпустить из регулятора масло, демонтировать с ведущего ротора полумуфту, разобрать сервопривод регулятора.

Все вышеперечисленные признаки нарушения нормальной работы привода регуляторов относятся к винтовым компрессорам марок Грассо SP1 и SP2. Отличительной особенностью компрессоров серии 2 является наличие герметичного датчика положения регулирующих салазок. Преимуществом регулятора с герметичным датчиком является отсутствие потенциометрического прибора, и, следовательно, не существует необходимости уплотнения его валика резиновым кольцом, благодаря чему обеспечивается полная герметичность узла.

Преобразование поступательного движения регулирующих салазок во вращательное в новой конструкции идентично старой, только на конце скрученного стержня вместо валика с уплотнительным кольцом крепится магнитодержатель. В него впрессованы пять постоянных магнитов, магнитные поля которых через немагнитную уплотнительную плиту управляют герметичными контактами. Герметичность датчика обеспечивается уплотнением немагнитной плиты, которая прижимается к крышке регулятора резьбовым кольцом. Гистерезис (замедленное изменение направления вращения) между положением регулирующих салазок и магнитодержателем, обусловленный наличием зазоров между направляющими скрученного стержня в поршневом штоке и в узле крепления скрученного стержня в магнитодержателе, отсутствует благодаря наличию спиральной пружины, которая первоначально монтируется в стакан таким образом, чтобы постоянно находиться в натянутом состоянии. При изменении производительности компрессора сигнал, поступающий от рабочих герметичных контактов, преобразуется в автоматическом блоке управления винтовым агрегатом и индуцируется на щите управления. Производительность компрессора изменяется плавно; показание на индикационном приборе осуществляется ступенчато в диапазонах О...20, 20...40, 40...60, 60...80,80...100 %. Положения минимум и максимум регулирующих салазок сигнализируются отдельно.

Регулятор производительности с односторонним сервоприводом отличается тем, что в нем отсутствует герметизирующая втулка с уплотнительными кольцами и заглушено одно отверстие подачи масла в полость цилиндра. В этом случае перемещение регулирующих салазок в направлении увеличения производительности происходит под воздействием пара хладагента при давлении нагнетания на торец регулирующих салазок. Регуляторы с односторонним сервоприводом применяются в компрессорах, работающих при достаточно большой разности давлений нагнетания и всасывания, обеспечивающей надежное перемещение регулирующих салазок в направлении увеличения производительности. Компрессоры с двухсторонним сервоприводом регулятора применяются в двухступенчатых установках преимущественно в качестве ступеней низкого давления. При этом обеспечивается быстрота и надежность перемещения салазок в обоих направлениях при разности давления нагнетания и всасывания 0,2... 0,3 МПа.

У винтовых компрессоров марок SP1 уплотнительное кольцо штока расположено непосредственно в ограничительном диске, поэтому для его замены необходимо произвести полную разборку механизма регулятора производительности с демонтажном цилиндра, ограничительного диска вместе с упором регулирующих салазок, в то время как у винтовых компрессоров серии 2 ограничительный диск выполнен раздельным и состоит из двух частей: самого ограничительного диска и герметизирующей втулки с уплотнительными кольцами. В этом случае для замены уплотнения штока нет необходимости демонтировать ограничительный диск и совершать ряд связанных с этим работ, а достаточно демонтировать только герметизирующую втулку.

Рассмотрим несколько принципиальных схем смазки и гидравлического привода регулирования производительности винтового компрессора. Одна из таких схем изображена на рисунке 9. В этой схеме для привода регулятора производительности компрессора применяется автономная система гидравлики.

При пуске агрегата одновременно включаются насос смазочного масла, осуществляющий предварительную прокачку компрессора, и гидравлический насос, который забирает гидравлическое масло из бачка и через многоходовой золотниковый распределительный клапан подает его в камеру перестановочного устройства. После достижения регулирующими салазками положения минимума производительности подается сигнал на запуск винтового компрессора.

При поступлении сигнала "Увеличение производительности" многоходовой распределительный клапан соединяет камеру перестановочного устройства регулятора с масляным бачком. Салазки через поршень под воздействием давления нагнетания компрессора вытесняют масло из камеры перестановочного устройства в бачок. Скорость перемещения салазок в сторону уменьшения производительности задается настройкой дроссельного клапана. Гидравлический насос в режимах "Увеличение производительности" и "Постоянная производительность" работает вхолостую, возвращая масло через распределительный клапан в бачок.



Рисунок 9 - Схема подачи смазочного масла и одностороннего гидравлического сервопривода регулятора производительности (пунктир соответствует схеме с двухсторонним сервоприводом).

1 - маслоотделитель; 2 - винтовой компрессор; 3 - масляный фильтр тонкой очистки; 4 - обратный клапан; 5 - дроссельный клапан; 6 -многоходовой золотниковый клапан; 7 - маслонасос системы гидравлики; 8 -масляный фильтр грубой очистки; 9 - бак гидравлического масла; 10 - клапан ограничения давления; 11 - маслонасос системы смазочного масла; 12 -маслохолодильник.

При двухстороннем сервоприводе поток масла поступает не обратно в бачок, а направляется в камеру перестановочного устройства (на рисунке показано пунктирной линией).

На рисунке 10 приведена схема подачи масла винтового компрессора марки Грассо SP1 усовершенствованной серии с двухсторонним сервоприводом регулятора, в которой смазочная система и гидравлический привод регулятора производительности объединены. В этой достаточно простой и надежной схеме полностью исключена возможность повышения давления в камере перестановочного устройства и разгерметизация компрессорного агрегата. Масло к поршню регулятора подается от насоса смазочного масла под давлением на 0,1...0,25 МПа выше давления нагнетания, компрессора. Сложная и громоздкая система гидравлики заменена четырьмя соленоидными вентилями. При одновременном открытии вентилей происходит увеличение производительности.

Рисунок 10 - Объединение системы подачи смазочного масла и гидравлического привода регулятора производительности винтового компрессора SP1 в одну общую систему.

1 - маслоотделитель; 2 - винтовой компрессор; 3 - дроссельный клапан; 4,5, 6,7 - соленоидные вентиля; 8 - масляный насос; 9 - маслоохладитель; 10 - масляный фильтр грубой очистки; 11 - масляный фильтр тонкой очистки

Если компрессор выполнен с односторонним сервоприводом, то система еще проще и включает два соленоидных вентиля, открытие одного из которых обеспечивает поступление масла в камеру перестановочного устройства и уменьшение производительности компрессора, а при открытии другого камера перестановочного устройства соединяется со всасывающим трубопроводом и регулирующие салазки под воздействием давления нагнетания смещаются в направлении увеличения производительности.

Примером применения подобных усовершенствованных смазочных систем и гидропривода регуляторов компрессоров является схема двухступенчатого винтового компрессора марки Грассо SP2 (рисунок 11).

В качестве стороны низкого давления применен винтовой компрессор марки SP2-LP с двухсторонним сервоприводом регулятора, управляемый четырьмя соленоидными вентилями, а в качестве стороны высокого давления - винтовой компрессор марки SP2-HP с односторонним сервоприводом регулятора.

Благодаря тому, что в винтовом компрессоре марки SP2-HP в качестве опорных подшипников используются роликовые подшипники качения, при работе компрессора нет необходимости непрерывно подавать к ним масло под давлением, превышающим давление нагнетания на 0,1...0,25 МПа. Достаточно направлять на смазку масло из ресиверной части маслоотделителя, где оно находится под давлением нагнетания компрессора стороны высокого давления. Поэтому в рассматриваемой схеме двухступенчатого агрегата масляный насос работает только перед пуском компрессоров первые 60 секунд, обеспечивая предварительную прокачку подшипников компрессоров и перемещение регулирующих салазок в сторону уменьшения производительности. После пуска агрегата масляный насос останавливается, и дальнейшая смазка деталей и узлов трения осуществляется маслом, поступающим из маслоотделителя.



Рисунок 11 - Схема смазочной системы гидравлического привода регулятора производительности двухступенчатого винтового компрессора.

1 - винтовой компрессор марки SP2-LP стороны низкого давления; 2 -винтовой компрессор SP2-HP стороны высокого давления; 3 маслоотделитель; 4 - маслоохладитель; 5 - масляный фильтр; 6 - перепускной клапан; 7 - насос смазочного масла; 8 - клапан ограничения давления; 9 - реле температуры; 10 - реле расхода масла; 11 - соленоидный вентиль; 12 -дроссельный клапан.

Увеличение производительности компрессора SP2-HP происходит в результате воздействия давления нагнетания на торец регулирующих салазок, в то время как камера перестановочного устройства соединена со стороной всасывания. При подаче в камеру перестановочного устройства масла от маслоотделителя происходит перемещение салазок в направлении уменьшения производительности, так как площадь сечения поршня регулятора значительно превышает площадь сечения регулирующих салазок со стороны нагнетания. На поршень действует усилие

F1 = (Рн - Рвс) · Sn,

где Рн - давление масла в камере перестановочного устройства, равное давлению нагнетания компрессора SP2-HP;

Рвc - давление всасывания;

Sn - площадь поперечного сечения поршня.

Регулирующие салазки при одностороннем сервоприводе находятся под воздействием усилия

F2 = (Рн - Рвс) · Sс,

где Sс - площадь поперечного сечения регулирующих салазок.

2.11.2 Эксплуатация систем смазочного масла

Нормальная работа системы смазочного масла является одним из основных условий надежной и долговечной работы винтового компрессора и обеспечивается в том случае, если выполняются основные предписания и инструкции по эксплуатации не только винтового компрессора, но и всей холодильной установки в целом.

Особенности эксплуатации систем смазочного масла различных винтовых компрессорах и основные правила их технического обслуживания заключаются в следующем.

1. Пуск винтового компрессора необходимо производить при нахождении регулирующих салазок в положении, соответствующем 30...40 % производительности. За время перемещения регулирующих салазок из этого положения в положение минимальной производительности винтового компрессора насос смазочного масла успевает создать необходимое давление и обильно смазать все сопрягаемые детали, подготовив этим нормальный пуск агрегата. Если же компрессор остановлен в положении минимальной производительности, то происходит практически одновременное включение насоса гидравлики, насоса смазочного масла и приводного электродвигателя компрессора. При нахождении салазок в положении 100 % производительности рекомендуется нажимать кнопку "Пуск" дважды. После первого нажатия происходит перемещение салазок до положения 20...30 % производительности, а затем нажимается кнопка "Стоп".

После 2..3-минутной паузы осуществляется пуск винтового компрессора. Это связано с тем, что при долговременной работе маслонасоса с отключенным приводным электродвигателем компрессора происходит срыв работы насоса смазочного масла из-за резкого снижения уровня масла в маслоотделителе, а также из-за вспенивания насыщенного хладагентом масла во всасывающем трубопроводе насоса. Приведенная рекомендация не относится к холодильным установкам, у которых запуск винтового компрессора осуществляется через реле времени.

2. Пуск винтового компрессора осуществляется при максимально возможной температуре смазочного масла в маслоотделителе, но не выше 40 °С.

При сравнительно низкой температуре смазочного масла в ресиверной части маслоотделителя винтового компрессора возможно расслоение раствора фреона и смазочного масла. Согласно диаграмме взаимной растворимости фреона и масла ХА-30 при определенных соотношениях возможно расслоение смеси на два слоя даже при температуре 60 °С. Низкая температура масла приводит к насыщению его фреоном, в результате чего в момент пуска винтового компрессора происходят вспенивание масла и срыв работы маслонасоса. В некоторых случаях приходится повторять пуск по З... 4 раза, а так как при каждом включении насоса смазочного масла одновременно включается и насос гидравлики, то при повторных пусках регулирующие салазки успевают сместиться в сторону, соответствующую минимуму производительности. При последующем пуске происходит практически одновременный запуск насоса смазочного масла и винтового компрессора без предварительной прокачки маслом. Одной из причин насыщения масла в маслоотделителе хладагентом может быть несрабатывание обратного клапана на стороне всасывания в момент остановки агрегата, что случается довольно часто. В этом случае пары хладагента из испарительной системы через компрессор попадают в маслоотделитель и конденсируются там. Особенно сильно это проявляется в том случае, если в трубки маслохолодильника подается вода, имеющая низкую температуру. При работе судна в районе промысла с низкой температурой забортной воды рекомендуется при остановке агрегата закрывать всасывающий вентиль компрессора, а если предусмотрен электроподогрев масла в маслосборнике, его необходимо включать не менее чем за 1,5...2 ч до пуска винтового компрессора, особенно при пониженной температуре воздуха в помещении холодильных машин. В том случае, если подогрев масла отсутствует, целесообразно полностью перекрыть подачу воды на маслохолодильник и после запуска винтового компрессора постепенно открывать подачу воды, пока температура смазочного масла не повысится до 35...40 °С.

3. В процессе работы агрегата необходимо поддерживать постоянную температуру смазочного масла 35...40 °С.

При работе агрегата смазочное масло охлаждается в межтрубном пространстве маслоохладителя, а по трубам течет охлаждающая вода, проток которой можно регулировать с помощью автоматического водорегулирующего вентиля. Практика эксплуатации винтового компрессора показывает, что водорегулирующие вентили не обладают высокой надежностью и довольно часто выходят из строя, особенно при низкой температуре воды. Водорегулирующий вентиль может либо не закрыться (резко понижается температура масла), либо остаться в закрытом положении (повышается температура смазочного масла, а следовательно, температура нагнетания), и агрегат останавливается из-за срабатывания защиты от повышенной температуры масла или нагнетания. Автоматические водорегулирующие вентили демонтируются и регулировка температуры масла производится ручным запорным вентилем на выходе воды после маслоохладителя. Если температура воды не имеет колебаний температуры, то отрегулировать температуру смазочного масла ручной запорной арматуры не представляет сложности, а изменение температуры масла наблюдается только на стадии ввода винтового компрессора в режим, после чего температура масла стабилизируется и ее колебания не превышают 1...3 °С даже при значительных изменениях тепловой нагрузки. Новая настройка температуры масла осуществляется только при переводе винтового компрессора из одноступенчатого режима работы в двухступенчатый или наоборот, так как в этом случае значительно повышается или понижается расход охлаждающей воды через маслоохладитель. Низкая надежность водорегулирующих вентилей наблюдается только при их включении в систему забортной воды. Водорегулирующие вентили, установленные на системе пресной воды, работают с высокой степенью надежности и продолжительное время не нуждаются в ремонте.

4. Необходимо исключить работу винтового компрессора влажным ходом. Во время залива компрессора резко снижается эффективность работы маслоотделителя, особенно его циклонной ступени, и масло из маслоотделителя залитого агрегата может поступать в нагнетательный трубопровод.

2.11.3 Проблемы охлаждения масла в винтовых компрессорах

Винтовые маслозаполненные компрессоры широко применяют в различных отраслях народного хозяйства. Их характерной особенностью является развитая масленая система, в которую входит узел охлаждения масла, подаваемого к подшипникам ротора, в полость сжатия для уплотнения зазоров и охлаждения пара. Конструкторско-проектное решение этого узла во многом определяет энергетические и массогабаритные характеристики винтового маслозаполненного компрессора.

Охлаждение масла в винтовом маслозаполненном компрессоре осуществляется:

1. Водой в кожухотрубном теплообменнике

2. Воздухом

3. Хладагентом

На рисунке 12 показана схема охлаждения масла с термосифоном. В ней осуществляется самоциркуляция жидко хладагента при давлении конденсации. Благодаря простоте и надежности эта система получила наибольшее распространение.

Реализовать подобную систему в отечественных винтовых маслозаполненных компрессорах нельзя, поскольку кожухотрубные теплообменники не рассчитаны на давление конденсации. Они могут использоваться в качестве испарителей, где масло охлаждается кипящим хладагентом.

Впрыск хладагента непосредственно в полость сжатая винтового маслозаполненного компрессора (рисунок 13) позволяет просто и без установки внешнего теплообменника решить проблему охлаждения масла, однако возникает опасность его вспенивания в подшипниках, ухудшается уплотнение зазоров роторов, растет количество паров, проходящих через компрессор, а следовательно, и его энергопотребление. Несмотря на это, подобные системы применяют, например, в ступени высокого давления винтового агрегата Грассо SP2-Y и в винтовых маслозаполненных компрессорах некоторых фирм.



1-маслоохладитель; 2-ресивер; 3-конденсатор

Рисунок 12 - Схема системы охлаждения масла в винтовом маслозаполненном компрессоре во внешнем теплообменнике с сомоциркуляцией хладагента (схема с термосифоном)



1 - винтовой маслозаполненный компрессор; 2 - впрыскивающий вентиль; 3- соленоидный вентиль; 4 - маслоотделитель; 5 - маслонасос; М- электродвигатель

Рисунок 13 - Схема системы охлаждения масла в винтовых маслозапоненных компрессорах впрыском хладагента непосредственно в полость сжатия.



1- винтовой маслозаполненный компрессор; 2- впрыскивающий вентиль; 3- соленоидный вентиль; 4- маслоотделитель; 5- маслонасос; М-электродвигатель

Рисунок 14 - Схема системы охлаждения масла в винтовом маслозаполненом компрессоре впрыском хладагента в нагнетательный трубопровод.

При использовании другой системы (также без внешнего теплообменника) жидкий хладагент впрыскивается в нагнетательный трубопровод между компрессором и маслоотделитель. При реализации такой системы в винтовых маслозаполненных компрессорах, являющихся ступенью низкого давления, отсутствуют технические трудности с впрыском (рисунок 14), поскольку жидкий хладагент с давлением конденсации необходимо подать в трубопровод с промежуточным давлением. В случае применения такой системы для винтовых маслозаполненных компрессоров, работающих в режиме одноступенчатого сжатия либо являющихся ступенью высокого давления многоступенчатой установки, необходимо искусственно повышать давление жидкого хладагента перед впрыском его в нагнетательный трубопровод. Для этой цели можно использовать либо специальные насосы, либо ресивер с предварительно поднятым в нем давлением.

Процессы охлаждения масла в указанных системах высокоэффективны, в них удаётся устранить ряд недостатков, присущих системам с впрыском в полость сжатия.

Особенность системы охлаждения масла в винтовых маслозаполненных компрессорах, являющихся ступенью низкого давления, состоит в том, что она частично решает задачу промежуточного охлаждения пара между ступенями сжатия до 30...50 °С. При этом нагрузка на промежуточный охладитель уменьшается, но повышаются требования к системе охлаждения масла винтовых маслозаполненных компрессоров.

При использовании любой системы охлаждения масла хладагентом возрастает удельное энергопотребление холодильной установки, а применение систем охлаждения с термосифоном и с впрыском в нагнетательный трубопровод стороны высокого давления ведет к увеличению нагрузки на конденсатор. Однако снижение температуры паромасляной смеси перед маслоотделителем при охлаждении хладагентом может существенно повлиять на степень отделения масла в нём.

Учитывая отмеченные недостатки, следует выбирать такую систему охлаждения хладагентом, которая позволит наиболее эффективно, с меньшими затратами, осуществить процесс охлаждения масла. Её следует применять в тех случаях, когда вода для охлаждения отсутствует, плохого качества, либо дорога, а использовать воздух по каким- либо причинам невозможно.

3. Автоматизация холодильной установки

Под автоматизацией понимают комплекс технических мероприятий, частично или полностью исключающих присутствие людей в том или ином технологическом процессе.

В последнее время, большое внимание в разработке и эксплуатации холодильного оборудования уделяется различным видам ее автоматизации. Системы автоматического регулирования, контроля и защиты способны сократить при эксплуатации до минимума число обслуживающего персонала и тем самым уменьшить расходы на содержание холодильника в целом.

Автоматизацию холодильной установки осуществляют в целях повышения экономической эффективности и обеспечения безопасности работ обслуживающего персонала. Повышение экономической эффективности достигается вследствие уменьшения эксплуатационных расходов и затрат на ремонт оборудования, а безопасность эксплуатации - применением автоматических устройств, защищающих холодильную установку от работы в опасных режимах.

Система автоматизации построена по принципу: датчик - преобразователь - исполнительный механизм.

В общем случае система автоматизации выполняет три основных функции:

- система автоматической защиты;

- система дистанционного контроля параметров работы холодильной установки;

- система автоматического регулирования.

3.1 Система автоматической защиты

В процессе эксплуатации холодильной установки возможны различные неисправности в системах (отклонения от оптимального режима работы холодильной установки), что может привести к опасным режимам работы холодильной установки: повышение давления и температуры нагнетания, понижение давления всасывания, повышение температуры масла после масляного холодильника, повышение уровня жидкости в аппаратах, прекращение смазки трущихся пар, падение давления в системе смазки компрессоров, отсутствие охлаждающей воды и т.д. Без принятия своевременных мер возможны повреждения или разрушения компрессоров, теплообменных аппаратов или других элементов установки.

В проектируемой холодильной установке предусматривается следующие виды защиты:

1. Защита компрессора от понижения давления всасывания обеспечивается реле давления Danfoss RT1 (позиции 19, 71). При достижении установочного давления всасывания, RT1 посылает сигнал на отключение электродвигателя компрессора и включение сигнальной лампы на щите управления, а также включение звуковой сигнализации;

2. Защита компрессора от понижения разности давлении в системе смазки. Защита обеспечивается реле давления Danfoss MP55 (позиции 32, 35, 63, 66). При срабатывании защиты происходит отключение электродвигателя компрессора и включается световая и звуковая сигнализация. Во время пуска предусматривается блокировка этой защиты на 45 секунд (применимо только для агрегатов верхней ступени и неприменимо для бустер-компрессоров);

3. Защита компрессора от повышения давления нагнетания обеспечивается реле давления Danfoss RT5 (позиции 34, 60). При срабатывании данной защиты происходит отключение электродвигателя компрессора и включение сигнальной лампы на щите управления, а также включение звуковой сигнализации;

4. Защита компрессора от повышения температуры нагнетания обеспечивается реле температуры Danfoss RT107 (позиции 31,62). При срабатывании защиты происходит отключение электродвигателя компрессора и включение световой и звуковой сигнализации;

5. Защита компрессора от повышения и понижения температуры масла обеспечивают реле температуры Danfoss RT101 (позиции 44, 46, 73, 75). При их срабатывании происходит отключение двигателя компрессора и включение световой и звуковой сигнализации.

6. Защита циркуляционного ресивера от превышения значения максимального уровня хладагента для предотвращения попадания жидкого холодильного агента во всасывающий трубопровод компрессора осуществляется с помощью реле уровня Danfoss AKS38 (позиции 78, 79). При срабатывании этих приборов выключается электродвигатель компрессора и включается световая и звуковая сигнализация. В соответствии с Правилами безопасной эксплуатации аммиачных холодильных установок предусматривается дублирование приборов защиты по верхнему уровню холодильного агента с одинаковыми уставками для предотвращения аварийных ситуаций.

7. Защита насосов холодильного агента от потери производительности, осуществляется по разности давления нагнетания и всасывания (позиции 94, 95). Защита организуется с помощью дифференциального реле давления Danfoss MP55А. При достижении недопустимого перепада давлений, реле выключает электродвигатель компрессора, одновременно включается световая и звуковая сигнализация.

8. На всех электродвигателях, входящих в состав холодильной установки предусмотрена встроенная электрозащита, в которую входит тепловое реле.

9. На всех аппаратах и сосудах холодильной установки предусмотрены сдвоенные предохранительные клапана, соединенные в общую аварийную линию (11а).

Система автоматической защиты не допускает работу холодильной установки в аварийном режиме. Тем самым обеспечивается безопасность эксплуатации и сохранение оборудования. Автоматическая защита должна иметь высокую степень надежности, это достигается включением дублирующих приборов с одинаковыми уставками и дополнительных приборов с уставками ниже аварийных, а также применением приборов автоматизации, имеющих более высокую степень надежности. Действие автоматической защиты сводится к выключению холодильной установки в целом или отдельных ее составляющих при достижении опасных значений любых контролируемых параметров, в качестве которых выбирают те параметры, которые дают наиболее полную информацию об отклонениях в работе холодильной установки от оптимального режима работы.