Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа

Дипломная работа - Разное

Другие дипломы по предмету Разное

ять схему с двухступенчатым сжатием. Из этого следует, что для низкотемпературного уровня tо3 = - 40 C требуется выбрать схему с двухступенчатым сжатием. Выбираем традиционную схему холодильной установки с промежуточным сосудом. Для температурных уровней tо1 = - 7 C и tо2 = - 19 C принимаем схему с одноступенчатым сжатием.

 

2.3 Построение термодинамических циклов

 

Построение термодинамических циклов заключается в определении параметров узловых точек цикла. Эти параметры находят с помощью диаграммы LgP-h для аммиака, на которую нанесен выбранный цикл.

Перегрев пара, всасываемого в компрессор:

tпер= 5 C для компрессоров с температурами t01 = - 10 C и t02 = - 30 C [4];

tпер= 10 C для компрессора c температурой t03 = - 40 C [4].

Переохлаждение жидкости в конденсаторе:

tпо= 23 C, принимаем tпо= 2 C [4].

Промежуточное давление для 3-го цикла:

 

;

 

Температура при промежуточном давлении:

tпр = - 7 C [3].

Таблица 1

Параметры узловых точек для t01=-7C

точки1?1233`44`mt, C-7-21053335-7-780p, бар3,283,2813,5113,5113,513,283,2813,51v, м3/кг---0,390,13---1,702•10-3---1,543•10-3---h, кДж/кг1440146016953503603501701610

Таблица 2

Параметры узловых точек для t02=-19C

точки1?1233`44`mt, C-19-141353335-19-1980p, бар1,91,913,5113,5113,511,91,913,51v, м3/кг---0,50,14---1,702•10-3---1,504•10-3---h, кДж/кг1430145017603503603501051610

Таблица 3

Параметры узловых точек для t03=-40C

точки1?1233mн455`66`788`mвt, C-40-3070-2-7501053335-7-7-2-40-4080p, бар0,720,723,123, 123, 12---13,5113,5113,513,123,1213,50,720,72---v, м3/кг1,61,70,490,390,37---0,39---1,702•10-3---1,543•10-3------1,449•10-3---h, кДж/кг140514301595145014351610169535035035035019519519516103. Подбор холодильного оборудования

 

3.1 Компрессорные агрегаты

 

Расчетные значения теплопритоков по каждой из температур кипения, являются исходными для определения необходимой холодопроизводительности при рабочих условиях. Но на пути от охлаждаемых объектов к машинному отделению возникают потери давления и дополнительные теплопритоки через наружную поверхность трубопроводов, аппаратов стороны низкого давления. В расчетах они учитываются коэффициентом потерь при транспортировании холода а. Для промышленных установок при непосредственном охлаждении объектов а = 1,05 1,1, причем, чем ниже температура, тем эти потери больше.

Ведомственные нормы проектирования рекомендуют принимать расчетное время работы компрессорных агрегатов не более 22 ч в сутки, а ряд зарубежных фирм принимают расчетное время 16 ч в сутки. По существу, такого рода условия означает, что работа агрегата составит в сутки от 16/24 до 22/24, другими словами, коэффициент рабочего времени агрегата b=0,670,92.

Таким образом, создается резерв холодопроизводительности:

 

Qкм = a•Q0/b [4]

 

Немаловажным является вопрос и о числе устанавливаемых холодильных агрегатов на каждую температуру кипения. Необходимую холодопроизводительность для данной температуры кипения можно сосредоточить в одном агрегате или разделить ее на несколько агрегатов.

Для каждой температуры кипения целесообразно устанавливать не один агрегат, а несколько. Общим правилом является выбор агрегатов возможно большей производительности, поскольку крупные агрегаты имеют не только лучшие объемные и энергетические коэффициенты, благодаря чему они работают экономичней, но и меньший расход металла.

Холодопроизводительность компрессорных агрегатов:

 

Qкм р. i = Qтi•ai/bi [4],

 

где

Qтi - теплоприток для заданной температуры кипения.

Для температуры t01= - 7С

Принимаем по [4]:

 

а1 = 1,05;

b1 = 0,8;

Qкм р.1 = Qт1•a1/b1 = 405•1,05/0,8 = 531,6 кВт.

 

Для температуры t01= - 19С

Принимаем:

 

а2 = 1,07;

b2 = 0,8;

Qкм р.2 = Qт2•a2/b2 = 510•1,07/0,8 = 682,1 кВт.

 

Для температуры t01= - 40С

Принимаем:

 

а3 = 1,1; b3 = 0,8;

Qкм р.3 = Qт3•a3/b3 = 590•1,1/0,8 = 811,3 кВт.

 

Расчетная массовая подача компрессорных агрегатов:

 

mкм. рi = Qкм р. i/q0i [4],

 

где

q0i - удельная холодопроизводительность, кДж/кг

h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.1,2,3)

 

mкм. р1 = Qкм р.1/q01 = 531, 6/1080 = 0,49 кг/с,

q01 = h1? - h4= 1430 - 350 = 1080 кДж/кг,

 

где

h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.1);

 

mкм. р2 = Qкм р.2/q02 = 682,1/1090 = 0,62 кг/с,

q02 = h1? - h4 = 1440 - 350 = 1090 кДж/кг,

 

где

h1?,h4 - энтальпии в точках 1? и 4 (см. табл.2);

 

mнкм. р3 = Qкм р.3/q03 = 811,3/1210 = 0,67 кг/с,

q03 = h1? - h8 = 1405 - 195 = 1210 кДж/кг,

 

где

h1?,h8 - энтальпии в точках 1? и 8 (см. табл.3);

По тепловому балансу промсосуда находим массовый расход хладагента верхней ступени:

 

mвкм. р3 = mнкм3• (h2 - h7) / (h3" - h6) = 0,67• (1595 - 195) / (1435 - 350) = 0,84 кг/с [2],

 

где

h2, h7, h3", h6 - энтальпии в точках 1?, 8, 2, 7, 3", 6 (см. табл.3),

mнкм3, mвкм3 - массовая подача компрессора нижней и верхней ступеней.

Теоретическая расчетная объемная подача компрессорных агрегатов:

 

Vт. р. i = mкмi• ?1i/lI [1],

 

?1i - удельный объем всасывания в точке 1 (см. табл.1,2,3);

li - коэффициент подачи компрессорного агрегата.

Коэффициент подачи компрессорного агрегата определяем по рис.8 [9] в зависимости от отношения давлений ?.

 

Vт. р.1 = mкм1• ?11/l1 = 0,49•0,39/0,77 = 0,25 м3/с = 893,5 м3/ч,

l1 = 0,77, при ?= 4,12;

Vт. р.2 = mкм2•?12/l2 = 0,62•0,6/0,76 = 0,48 м3/с = 1739 м3/ч,

l2 = 0,76, при ?= 6,8;

Vн т. р.3 = mн км3•?н 13/lн 3 = 0,67•1,7/0,7 = 1,5 м3/с = 5395,3 м3/ч;

lн 3 = 0,7, при ?= 9,38;

Vв т. р.3 = mв км3•?в 13/lв 3 = 0,87•0,59/0,7 = 0,68 м3/с = 2431,4 м3/ч,

lв 3 = 0,7, при ?= 9,38;

 

?в 13 - удельный объем в точке 3 (см. табл.3).

По значению теоретической объемной подачи Vт. р.1 для температуры t01= - 7&