Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов

Оглавление

 

Введение

1. Исходные данные

2. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов

2.1 Выбор расчетного режима

2.2 Выбор термодинамических циклов холодильной установки

2.3 Построение термодинамических циклов

3. Подбор холодильного оборудования

3.1 Компрессорные агрегаты

3.2 Подбор водяных конденсаторов

3.3 Подбор градирни

3.4 Подбор батарей

3.5 Подбор воздухоохладителей

3.6 Подбор линейного ресивера

3.7 Подбор циркуляционных ресиверов

3.8 Выбор дренажного ресивера

3.9 Выбор маслосборника

3.10 Выбор воздухоотделителя

3.11 Подбор маслоотделителя

3.12 Подбор промежуточных сосудов

3.13 Подбор водяных насосов

3.14 Подбор аммиачных насосов

3.15 Расчет трубопроводов

4. Объемно-планировочные решения

5. Автоматизация холодильной установки

6. Разработка принципиальной схемы холодильной установки

Список использованной литературы

Введение

 

Распределительные холодильники предназначены для равномерного обеспечения городов и промышленных центров продуктами питания, производство которых носит сезонный характер, в течение всего года. Распределительные холодильники характеризуются большой вместимостью помещений для хранения продуктов.

Схемы непосредственного охлаждения являются наиболее эффективной. Но есть и определенные трудности возникающие при работе холодильной установки. Схемы узла подачи хладагента должны обеспечить надежную защиту от влажного хода компрессора, правильную раздачу жидкого хладагента по охлаждающим приборам, поддержания температуры в охлаждаемых объектах, возможность удобного и быстрого удаления масла и загрязнений с внутренней поверхности охлаждающих приборов и емкостных аппаратов, а также удаление снеговой шубы с наружной поверхности охлаждаемых приборов.

Применение насосно-циркуляционной схемы значительно усиливает циркуляцию подаваемой жидкости. Это увеличивает эффект саморегулирования подачи и практически освобождает от необходимости вмешиваться в раздачу жидкости по объектам, а также улучшает теплоотдачу в охлаждающих приборах.

Для реализации проекта распределительного холодильника необходимо выполнить расчет и подбор холодильного оборудования, разработать принципиальную схему холодильной установки. Спроектировать машинное и насосное отделения, вспомогательные помещения, наружную площадку.

Исходные данные

 

Хладагент: R717

Место расположения предприятия: г. Уфа

Температура кипения в охлаждающих системах:= - 7°C,= - 19 °C,= - 40 °C.

Теплопритоки в системах:т1 = 405 кВт,т2 = 510 кВт,т3 = 590 кВт.

Доля теплоты, отводимая батареями:

При t01 = - 7 °C21%

При t01 = - 19 °C10%

При t01 = - 40 °C0%

Доля теплоты, отводимая воздухоохладителями:

При t01 = - 7 °C79%

При t01 = - 19 °C90%

При t01 = - 40 °C100%

Среда, охлаждающая конденсатор: вода

Способ подачи хладагента в испарительную систему: насосно-циркуляционный

Вид подачи хладагента в камерные охлаждающие приборы: верхняя

Тип циркуляционного ресивера горизонтальный со стояком

Способ регулирования температуры кипения: статический

холодильная установка распределительный холодильник

Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов

Выбор расчетного режима

 

Расчетный режим холодильной установки характеризуется температурами кипения и конденсации хладагента. При проектировании установки за расчетный режим принимают интенсивность работы установки в наиболее напряженный по работе период года. Для данного периода находим климатические параметры атмосферного воздуха в районе расположения холодильника (г. Уфа).

Среднемесячная температура самого жаркого месяца:ср. м = 24,2°C [6].

Среднемесячная относительная влажность самого жаркого месяца:

φ = 54% [6].

Температура абсолютного максимумаа. м = 39 °C [6].

Определение расчетной температуры наружного воздуха:

н. р. = tср. м + 0,15*tа. м = 24,2 + 0,15∙39 = 30 °C [4];

 

Температура мокрого термометра при t_{н. р.} = 30 °C и φ = 54 %:

t_{м. т} = 23 °C [8].

Для водяного конденсатора температура конденсации определяется по формуле:

 

 [4],

 

где

t_w1 - температура воды на входе в конденсатор, °С;

t_w1 - температура воды на выходе из конденсатора, °С;

q_к - средняя логарифмическая разность температур конденсатора,

 

q_к= 4¸6 К [4];

 [4];

 [4],

 

где

 - нагрев воды в конденсаторе, = 2¸5 К [4];

η_гр - коэффициент эффективности градирни, η_гр=0,5 [4].

 

.

 

Для каждой температуры кипения и температуры конденсации определяем соответствующее давление [3]:

 

t₀₁ = - 7°C; р₀₁ = 3,28 бар;

t₀₂ = - 19 °C; р₀₂ = 1,99 бар;

t₀₃ = - 40 °C; р₀₃ = 0,72 бар;

t_к = 35°C; р_к = 13,51 бар;

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=0,67¸0,92.

Таким образом, создается резерв холодопроизводительности:

 

Q_км = 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:

 

Q_{км р. i} = Q_тi∙a_i/b_i [4],

 

где

Q_тi - теплоприток для заданной температуры кипения.

Для температуры t₀₁= - 7°С

Принимаем по [4]:

 

а₁ = 1,05;

b₁ = 0,8;

Q_{км р.1} = Q_т1∙a₁/b₁ = 405∙1,05/0,8 = 531,6 кВт.

 

Для температуры t₀₁= - 19°С

Принимаем:

 

а₂ = 1,07;

b₂ = 0,8;

Q_{км р.2} = Q_т2∙a₂/b₂ = 510∙1,07/0,8 = 682,1 кВт.

 

Для температуры t₀₁= - 40°С

Принимаем:

 

а₃ = 1,1; b₃ = 0,8;

Q_{км р.3} = Q_т3∙a₃/b₃ = 590∙1,1/0,8 = 811,3 кВт.

 

Расчетная массовая подача компрессорных агрегатов:

 

m_{км. рi} = Q_{км р. i}/q_0i [4],

 

где

q_0i - удельная холодопроизводительность, кДж/кг

h_1″,h₄ - энтальпии в точках 1″ и 4 (см. табл.1,2,3)

 

m_{км. р1} = Q_{км р.1}/q₀₁ = 531, 6/1080 = 0,49 кг/с,

q₀₁ = h_1″ - h₄= 1430 - 350 = 1080 кДж/кг,

 

где

h_1″,h₄ - энтальпии в точках 1″ и 4 (см. табл.1);

 

m_{км. р2} = Q_{км р.2}/q₀₂ = 682,1/1090 = 0,62 кг/с,

q₀₂ = h_1″ - h₄ = 1440 - 350 = 1090 кДж/кг,

 

где

h_1″,h₄ - энтальпии в точках 1″ и 4 (см. табл.2);

 

m^н_{км. р3} = Q_{км р.3}/q₀₃ = 811,3/1210 = 0,67 кг/с,

q₀₃ = h_1″ - h₈ = 1405 - 195 = 1210 кДж/кг,

 

где

h_1″,h₈ - энтальпии в точках 1″ и 8 (см. табл.3);

По тепловому балансу промсосуда находим массовый расход хладагента верхней ступени:

 

m^в_{км. р3} = m^н_км3∙ (h₂ - h₇) / (h_3" - h₆) = 0,67∙ (1595 - 195) / (1435 - 350) = 0,84 кг/с [2],

 

где

h_2, h_7, h_3", h₆ - энтальпии в точках 1″, 8, 2, 7, 3", 6 (см. табл.3),

m^н_км3, m^в_км3 - массовая подача компрессора нижней и верхней ступеней.

Теоретическая расчетная объемная подача компрессорных агрегатов:

 

V_{т. р. i} = m_кмi∙ υ_1i/l_I [1],

 

υ_1i - удельный объем всасывания в точке 1 (см. табл.1,2,3);

l_i - коэффициент подачи компрессорного агрегата.

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

 

V_{т. р.1} = m_км1∙ υ₁₁/l₁ = 0,49∙0,39/0,77 = 0,25 м³/с = 893,5 м³/ч,

l₁ = 0,77, при π= 4,12;

V_{т. р.2} = m_км2∙υ₁₂/l₂ = 0,62∙0,6/0,76 = 0,48 м³/с = 1739 м³/ч,

l₂ = 0,76, при π= 6,8;

V^н _{т. р.3} = m^н _км3∙υ^н ₁₃/l^н ₃ = 0,67∙1,7/0,7 = 1,5 м³/с = 5395,3 м³/ч;

l^н ₃ = 0,7, при π= 9,38;

V^в _{т. р.3} = m^в _км3∙υ^в ₁₃/l^в ₃ = 0,87∙0,59/0,7 = 0,68 м³/с = 2431,4 м³/ч,

l^в ₃ = 0,7, при π= 9,38;

 

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

По значению теоретической объемной подачи V_{т. р.1} для температуры t₀₁= - 7°C подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 128 H - F с действительной объемной подачей V_т1 =455 м³/ч, длинной 2400, шириной 1100, высотой 1400, массой 1000 кг [10].

По значению теоретической объемной подачи V_{т. р.2} для температуры t₀₂= - 19°C подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 81 с действительной объемной подачей V_т1 =961 м³/ч, длинной 3240, шириной 1265, высотой 2030, массой 2470 кг.

По значению теоретической объемной подачи V^н_{т. р.3} для температуры t₀₃= - 40°C ступени низкого давления подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 87 с действительной объемной подачей V_т1 =2604 м³/ч, длинной 3730, шириной 1590, высотой 2540, массой 3690 кг [10].

По значению теоретической объемной подачи V^в_{т. р.3} для температуры t₀₃= - 40°C ступени высокого давления подбираем два компрессорных агрегата фирмы Sabroe модель SAB 81 с действительной объемной подачей V_т1 =961 м³/ч, длинной 3240, шириной 1265, высотой 2030, массой 2470 кг [10].

Теоретическая объемная подача компрессорных агрегатов:

_т1= 2·455/3600= 0,252 м³/с; V_т2= 2·961/3600= 0,53 м³/с;_т3н= 2·2604/3600= 1,44 м³/с;_т3в= 2·961/3600= 0,53 м³/с;

 

Действительная холодопроизводительность компрессорных агрегатов:

 

Q_км1 = V_т1·q₀₁·l₁/u₁₁ =0,252 ·1080·0,77/0,39= 539 кВт,_км2 = V_т2 ·q₀₂·l₂/u₁₂ = 0,53·1090·0,77/0,6 = 746,8 кВт,

Q^н _км3 = V_т3· q₀₃·l₃/u₁₃ = 1,44 · 1210·0,76/1,7 = 782,6 кВт,

 

Действительная массовая подача хладагента компрессорных агрегатов, кг/с:

_км1 = Q_{км 1}/q₀₁ = 539/1080 = 0,5 кг/с;_км2 = Q_км2/q₀₂ = 746,8/1155 = 0,65 кг/с;_км3н = Q^н _км.3/q₀₃ = 782,6/1210 = 0,65 кг/с;

m_км3в = m^н_км3∙ (h₂ - h₇) / (h_3" - h₆) = 0,65∙ (1595 - 190) / (1435 - 350) = 0,84 кг/с.

 

Действительный коэффициент рабочего времени:

 

b_1д = Q₀₁ ·a_1/Q_км1= 405·1,05/539 = 0,79;

b_2д = Q₀₂ ·a_2/Q_км2= 510·1,07/746,8= 0,74;_3д = Q₀₃ ·a_3/Q_км3= 590·1,1/782,6 = 0,83.

 

Эффективная мощность компрессора N_e, кВт: [1]

η_ei - эффективный коэффициент полезного действия компрессора определяем по рис.8 [9] в зависимости от отношения давлений π.

Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t₀₁ = - 7 °C

 

N_e1 = m_км1 ∙ (h₂-h₁) /η_e1 = 0,5· (1695-1450) /0,77 = 159 кВт,

 

где

h₁, h₂ - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 1)

η_e1=0,77, при π= 4,12;

Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t₀₁ = - 19 °C

 

N_e2 = m_км2 ∙ (h₂-h₁) /η_e2 = 0,66· (1760-1460) /0,7 = 282,9 кВт

 

где

h₁, h₂ - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 2)

η_e2=0,7, при π= 6,8;

Эффективная мощность компрессорных агрегатов для t₀₁ = - 40 °C

 

N_e3н = m_км3н ∙ (h₂-h₁) /η_e3н = 0,65· (1595-1430) /0,65 = 165 кВт

 

где

h₁, h₂ - энтальпия в точках 1 и 2 (см. таблицу 3); η_e3н=0,65, при π= 9,38;

 

N_e3в = m_км3в ∙ (h₄-h₃) /η_e3в = 0,84· (1695-1450) /0,65 = 316,6 кВт

 

где

h₃, h₄ - энтальпия в точках 3 и 4 (см. таблицу 3);

η_e3в=0,65, при π= 9,38;

Подбор градирни

 

Подбор градирни предполагает проведение упрощенного теплового расчета для определения теплового потока в рабочих условиях и нахождения их числа, обеспечивающего требуемое значение охлаждения воды при заданной тепловой нагрузке и расчетных параметрах окружающей среды.

Расчетная тепловая нагрузка складывается из тепловых потоков в конденсаторах Q_к и в маслоохладителях Q_мi.

 

Q_{гр. р}= Q_к+∑Q_мi [1];

Q_мi= ∑ (N_{e, i -} m_i∙ (h_{мi -} h_1i) - Q_{о. с}) [2],

 

где

h_{м. i} - энтальпия при требуемой температуре масла в компрессоре (см. таблицу 1,2,3);

Q_{о. с} - теплота, отводимая воздухом от корпуса компрессора, Q_{о. с}= 0,06∙Q_м. [2], Тогда:

 

;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;_{гр. р}= 2908,1+ (83,3+212,14+87,16+245,8) = 3536,5 кВт;

 

Объемный расход воды через градирню, м³/с:

 

V_{w. гр}= Q_{гр. р}/ (с_w·Δt_w·ρ), [4]

 

где

Δt_w - разность температур между входом и выходом воды в градирне, Δt_w = 4 ºС; [4]

с_w - теплоемкость воды, с_w= 4,19 кДж/ (кг·К).

 

V_{w. гр}= 3536,5/ (4, 19·4·1000) = 0,21,

 

По каталогу фирмы Baltimore по зависимостям от Δt_w, t_мт и V_{w. гр} подбираем две градирни фирмы Baltimore марки TXV-500 [10].

Технические характеристики:

Мощность вентиляторов, N_вен= 33 кВт;

Объемный расход вентилятора V_вен= 67,7 м³/с;

Масса 8710 кг.

Подбор батарей

 

Для компенсации внутренних и внешних теплопритоков, в камере устанавливают охлаждающие приборы - воздухоохладители и батареи. Подбор охлаждающих батарей осуществляется по площади теплопередающей поверхности.

Площадь теплопередающей поверхности батарей, м²:

 

F_{б. р} = Q_тi∙b_i/ (k_б∙q_б) [2],

 

где

b_i - доля теплового потока, отводимая батареями;

k_б - коэффициент теплопередачи для оребренной трубы,

 

k_б = 0,035¸0,046 кВт/ (м²*К) [1];

 

q_б - разность температур теплообменивающихся сред q_б = 7¸10 К [1].

Для температуры t₀₁= - 7°С:

 

F_б.1 = Q_{т. р1} ∙b₁/k_б1∙q_б = 405∙0,21/ (0,0046∙8) = 2126,25 м².

 

Подбираем унифицированный блок батарей с шагом оребрения 10 мм, диаметром труб

Æ16×2 мм, площадью одного блока батарей f _б1= 41,61 м², длиной труб l _б1=3800 мм, количеством труб n_б1=8 [1].

Внутренний объем батареи:

v _б1=n _б1∙ l _б1∙p∙d_вн1²/4= 8∙3,8∙3,14∙0,012²/4= 3,4∙10^-3 м³.

 

Количество батарей:

 

n_б1= F_б.1/f₁= 265,8/41,61= 51,1

 

Принимаем n _б1=52.

Внутренний объем всех батарей для температуры t₀₁= - 7°С:

 

V_б1= v _б1∙n_б1= 3,4∙10^-3∙52= 0,177 м³.

 

Для температуры t₀₂= - 19°С:

 

F_б.2 = Q_{т. р2} ∙b₂/ (k_б2∙q_б) =510∙0,1/ (0,005∙8) = 1275 м².

 

Подбираем унифицированный блок батарей с шагом оребрения 12 мм, диаметром труб

Æ16×2 мм, площадью одного блока батарей f₂= 35,17 м², длиной труб l =3800 мм, количеством труб n=8 [1].

Внутренний объем одной батареи:

v _б2=n_б2∙ l _б2∙p∙d_вн2²/4= 8∙3,8∙3,14∙0,012²/4= 3,4∙10^-3м³.

 

Количество батарей:

 

n_б2= F_б.2/f₂= 1275/35,17= 36,25

 

Принимаем n _б2=37.

Внутренний объем батарей для температуры t₀₂= - 19°С:

 

V_б2= v _б2∙n_б2= 3,4∙10^-3∙37= 0,126 м³.

 

Для температуры t₀₂= - 40°С батареи не используются (по заданию).

Подбор воздухоохладителей

 

Подбор воздухоохладителей осуществляется по площади теплопередающей поверхности.

Площадь теплопередающей поверхности воздухоохладителя F_{во. р}, м²

 

F_{во. р} = a_i∙Q_тi/ (k_воi∙q_во) [2],

 

где

a_i - доля теплового потока, отводимая воздухоохладителями;

q_во - разность температур теплообменивающихся сред, q_во=7¸10 К; [1]

k_во - коэффициент теплопередачи воздухоохладителя k_во, Вт/ (м²∙К) (определяем по каталогу),

Предварительно выбираем однотипный воздухоохладитель и по нему находим коэффициент теплопередачи воздухоохладителя:

 

k_воi= Q_во/ (F_во∙q_во)

 

где

Q_во - тепловая нагрузка на конденсатор, кВт;

F_во - площадь теплопередающей поверхности, м².

 

k_во1= 20,7 Вт/ (м²∙К);

k_во2= 25,3 Вт/ (м²∙К);

k_во3= 28,3 Вт/ (м²∙К).

 

Для температуры t₀₁= - 7°С:

 

F_{во. р1} = a₁∙Q_т1 / (k_во1∙q_во) = 0,79∙405000/ (20,7∙10) = 1545,6 м².

 

Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-8-250 с площадью теплопередающей поверхности f_во1= 258,7 м², шагом ребер b₁=8 мм, объемной производительностью вентиляторов V_в1=15600 м³/ч, мощностью двигателей вентиляторов

N_в1= 1,5 кВт, вместимостью хладагента v _вн1= 92,4∙10^-3м³, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Количество воздухоохладителей:

 

n_во= F_{во. р1}/ f_во1= 1545,6/258,4= 5,98.

 

Принимаем n_во1=6.

Вместимость воздухоохладителей для температуры t₀₁= - 7°С:

 

V_во1 = n_во1∙n_вн1= 6∙92,4∙10^-3= 0,554 м³.

 

Для температуры t₀₂= - 19°С:

 

k_во= 25,3 Вт/ (м²∙К);

F_{во. р2} = a₂∙Q_т2 / (k_во2∙q_во) = 0,9∙510000/ (25,3∙10) = 1814,2 м².

 

Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-12-180 с площадью теплопередающей поверхности f_во2= 180,7 м², шагом ребер b=12 мм, объемной производительностью вентиляторов V_в2=16500 м³/ч, мощностью двигателей вентиляторов

N_в2= 1,5 кВт, вместимостью хладагента v _вн2= 92,4∙10^-3м³, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Количество воздухоохладителей:

 

n_во2= F_{во. р2}/ f_во2= 1814,2/180,7= 10.

 

Принимаем n_во2= 10.

Вместимость воздухоохладителей для температуры t₀₂= - 19°С:

 

V_во2 = n_во2∙n_вн2= 10∙92,4∙10^-3= 0,92 м³.

 

Для температуры t₀₃= - 40°С:

 

k_во= 28,3 Вт/ (м²∙К);

F_{во. р3} = a₃∙1,1∙Q_т3 / (k_во3∙q_во) =1∙590000/ (28,3∙10) = 2084,8 м².

 

Подбираем воздухоохладитель фирмы Химхолодсервис типа АВН марки 080/1-16-08 с площадью теплопередающей поверхности f_во3= 141,3 м², шагом ребер b=16 мм, объемной производительностью вентиляторов V_в3=17000 м³/ч, мощностью двигателей вентиляторов

N_в3= 1,5 кВт, вместимостью хладагента v _вн3= 92,4∙10^-3м³, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Количество воздухоохладителей:

 

n_во3= F_{во. р3}/ f_во3= 6240,4/141,3= 14,75.

 

Принимаем n_во3= 15.

Вместимость воздухоохладителей для температуры t₀₃= - 40°С:

 

V_во3 = n_во3∙n_вн3= 15∙92,4∙10^-3= 1,4 м³.

Подбор линейного ресивера

 

Линейные ресиверы подбирают по значению вместимости.

Вместимость линейного ресивера:

 

V_л =0,3∙V_{с. о. у}, [5]

 

где V_{с. о. у} - суммарная вместимость охлаждающих устройств,

 

V_{с. о. у}= V_б1+ V_б2+ V_во1+ V_во2+ V_во3= 0,177+0,126+0,554+0,92+1,4= 3,18 м³;

V_л =0,3∙3,18=0,954 м^3,

 

Подбираем один линейный ресивер марки РЛД-1,25 вместимостью 1,25 м³, диаметром 1020×10 мм, l = 2100 мм, b = 1810 мм, h = 2170 мм, массой 1870 кг [10].

Выбор дренажного ресивера

 

Дренажные ресиверы подбирают по значению вместимости.

Вместимость дренажного ресивера:

 

V_др = 1,4∙V_д = 1,4∙4 = 5,6 м³, [5]

 

где V_д - самая вместительная емкость в системе.

Подбираем один дренажный ресивер марки РЛД-8 вместимостью 8 м³, диаметром 1600×12 мм, l = 4550 мм, b = 2360 мм, h = 3100мм, массой 344т0 кг.

Выбор маслосборника

 

Выбираем маслосборник марки 60МЗС.

Выбор воздухоотделителя

 

Выбираем воздухоотделитель марки.

Подбор маслоотделителя

 

Маслоотделители подбираются по значению внутреннего диаметра корпуса.

 

d_мо = 4∙V_мо/ (π∙ ω_мо), [1]

 

где

ω_мо - скорость движения пара в аппарате, ω_мо=1 м/с; [1]

V_мо - объемный расход пара через маслоотделитель, м³/с.

Объемный расход пара определяется по объемному расходу пара через общий нагнетательный трубопровод.

 

V_мо = m_км.1∙ v ₂+ m_км.2∙ v ₂+ m_км.3в∙ v ₄= 0,5∙0,13 + 0,65∙0,14 + 0,84∙0,13 = 0,26 м³/с

d_мо = [4∙0,26/ (3,14∙1)] ^0,5 = 0,575 м

 

По значению диаметра подбираю маслоотделитель 125 М.

Технические характеристики [1]:

Вместимость, V= 0,32 м³;

Диаметр, D= 580 мм;

Высота, H= 2185 мм;

Масса, m= 275 кг.

Подбор водяных насосов

 

Водяные насосы подбираются по объемной подаче воды и напору.

Объемная подача воды соответствует объемной подаче воды через градирню:

 

V_{н. в. р}= V_{w. гр}= 0,21 м³/с= 756 м3/ч;

 

Выбираем три насоса (два рабочих и один резервный) фирмы Grundfos марки TP 250-310/4 с характеристиками [10]:

Объемная подача V_{н. в}, м³/ч - 380, Номинальный напор Н, м - 25

Потребляемая мощность N_{н. в}, кВт - 55

Длина, мм - 950, Ширина, мм - 858

Высота, мм - 1510, Масса, кг-760

Объемная подача двух насосов:

 

V_{н. в}= V_{w. гр}·2= 380·2= 760 м³/ч.

Подбор аммиачных насосов

 

Аммиачные насосы подбираются по значению объемной подачи хладагента и напору.

Расчетная объемная подача аммиачного насоса:

 

V_{н. а. рi} = Q_тi∙n∙ ν_ж/r₀ [1],

 

где

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

ν _жi - удельный объем жидкого аммиака на линии насыщенной жидкости, кг/м³;

r₀ - теплота парообразования аммиака, кДж/кг.

Для температуры - 7°С:

 

r₀₁ = 1285,9 кДж/кг; [3]

ν_ж1= 1,543·10^-3 м³/кг; [3]

V_{н. а. р1} = 405∙8∙1,543·10^-3 /1285,1= 0,0039 м³/с= 14,04 м³/ч

 

Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 5050 с характеристиками [10]:

Объёмная подача 14,3м³/ч;

Номинальный напор 25 м;

Габаритные размеры 520х310х349 мм.

Для температуры - 19°С:

 

r₀₂ = 1325,5 кДж/кг; [3]

ν _ж2= 1,506·10^-3 м³/кг; [3]

V_{н. а. р2} = 510∙8∙1,506·10^-3 /1325,5 = 0,0046 м³/с= 16,7 м³/ч

 

Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 8050 с характеристиками [10]:

Объёмная подача 30,7м³/ч;

Номинальный напор 25 м;

Габаритные размеры 555х310х351 мм.

Для температуры - 40°С:

 

r₀₃ = 1388,9 кДж/кг; [3]

ν_ж3= 1,449·10^-3 м³/кг; [3]

V_{н. а. р3} = 590∙8∙1,449·10^-3 /1388,9= 0,0049 м³/с= 17,7 м³/ч

 

Выбираем два аммиачных герметичных насоса (один рабочий и один резервный) фирмы Hermetic марки HRP 8050 с характеристиками [10]:

Объёмная подача 30,7м³/ч;

Номинальный напор 25 м;

Габаритные размеры 555х310х351 мм.

Расчет трубопроводов

 

Трубопроводы однофазной среды рассчитываются по внутреннему диаметру и падению давления.

 

d_{тр. р}= [4·V_{тр. i}/ (π·ω_{тр. i})] ^0,5, [4]

 

где

V_{тр. i} - объемная подача вещества по трубопроводу, м³/с;

ω_{тр. i -} скорость движения среды в трубопроводе, м/с.

Нагнетательный трубопровод одного компрессорного агрегата

Скорость движения пара в нагнетательном трубопроводе:

 

ω_{тр. н}= 15¸30 м/с [4];

V_{тр. i}= m_{км. i}∙ v _2i,

 

где

m_{км. i} - массовый расход хладагента, кг/с;

v _2i, v _4i - удельный объем в точке 2 и 4 (см. таблицу 1, 2,3)

Для температуры t₀= - 7°C:

 

d_{тр. р. н1}= [4· (m_км.1∙ v ₂₁/2) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (0,5∙0,13/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,045 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 57×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. н1}= 4· (m_км.1∙ v ₂₁/2) / (π· d² _{тр. н1}) = 4· (0,5∙0,13/2) / (3,14·0,05²) = 16,56 м/с.

 

Для температуры t₀= - 19°C:

 

d_{тр. р. н2}= [4· (m_км.2∙ v ₂₂/2) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (0,65∙0,14/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,054 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 57×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. н2}= 4· (m_км.2∙ v ₂₂/2) / (π· d² _{тр. н2}) = 4· (0,65∙0,14/2) / (3,14·0,05²) = 23,2 м/с.

 

Для температуры t₀= - 40°C:

Нагнетательный трубопровод компрессорного агрегата верхней ступени:

 

d_{тр. р. н3в}= [4· (m_км.3в∙ v ₄₃/2) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (0,84∙0,13/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,058 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 57×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. н3в}= 4· (m_км.3в∙ v ₄₃/2) / (π· d² _{тр. н3в}) = 4· (0,84∙0,13/2) / (3,14·0,05²) = 23,2 м/с.

 

Нагнетательный трубопровод компрессорного агрегата нижней ступени:

 

d_{тр. р. н3н}= [4· (m_км.3н∙ v ₂₃/2) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (0,65∙0,5/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,102 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 108×4 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. н3н}= 4· (m_км.3н∙ v ₂₃/2) / (π· d² _{тр. н3н}) = 4· (0,65∙0,5/2) / (3,14·0,1²) = 20,7 м/с.

Общий нагнетательный трубопровод

 

d_{тр. р. н}= [4· (m_км.1∙ v ₂₁+ m_км.2∙ v ₂₂ +m_км.3в∙ v ₄₃) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (0,5∙0,13+ 0,65∙0,14+0,84∙0,13/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,130 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 133×4 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. н3в}= 4· (m_км.1∙ v ₂₁+ m_км.2∙ v ₂₂ +m_км.3в∙ v ₄₃) / (π· d² _{тр. н}) =

· (0, 5∙0,13+0,65∙0,14+0,84∙0,13) / (3,14·0,125²) = 21,6 м/с.

Всасывающий трубопровод одного компрессорного агрегата. Скорость движения пара во всасывающем трубопроводе:

 

ω_{тр. в}= 10¸25 м/с [1].

 

Для температуры t₀= - 7°C:

 

d_{тр. р. в1}= [4· (V_т1/2) / (π·ω_{тр. в})] ^0,5= [4· (0,252/2) / (3,14·15)] ^0,5= 0,103 м

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 108×4 мм. Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в1}= 4· (V_т1/2) / (π· d² _{тр. в1}) = 4· (0,252/2) / (3,14·0,1²) = 16,05 м/с.

 

Для температуры t₀= - 19°C:

 

d_{тр. р. в2}= [4· (V_т2/2) / (π·ω_{тр. в})] ^0,5= [4· (0,53/2) / (3,14·15)] ^0,5= 0,150 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 159×4,5 мм. Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в2}= 4· (V_т2/2) / (π· d² _{тр. в2}) = 4· (0,53/2) / (3,14·0,15²) = 15 м/с.

 

Для температуры

t₀= - 40°C:

Всасывающий трубопровод компрессорного агрегата верхней ступени:

 

d_{тр. р. в3в}= [4· (V_т3в/2) / (π·ω_{тр. в})] ^0,5= [4· (0,53/2) / (3,14·20)] ^0,5= 0,150 м

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 159×4,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в3в}= 4· (V_т3в/2) / (π· d² _{тр. в3в}) = 4· (0,53/2) / (3,14·0,15²) = 15 м/с.

 

Всасывающий трубопровод компрессорного агрегата нижней ступени:

 

d_{тр. р. н3н}= [4· (V_т3н/2) / (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4· (1,44/2) / (3,14·15)] ^0,5= 0,247 м

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 273×8 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в3н}= 4· (V_т3н/2) / (π· d² _{тр. в3н}) = 4· (1,44/2) / (3,14·0,25²) = 14,67 м/с.

Общий всасывающий трубопровод

Для температуры t₀= - 7°C:

 

d_{тр. р. в1}= [4·V_т1/ (π·ω_{тр. в})] ^0,5= [4· 0,252/ (3,14·15)] ^0,5= 0,146 м

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 159×4,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в1}= 4·V_т1/ (π· d² _{тр. в1}) = 4·0,252/ (3,14·0,15²) = 14,27 м/с.

 

Для температуры t₀= - 19°C:

 

d_{тр. р. в2}= [4·V_т2/ (π·ω_{тр. в})] ^0,5= [4·0,53/ (3,14·15)] ^0,5= 0,212 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 219×7 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в2}= 4·V_т2/ (π· d² _{тр. в2}) = 4· 0,53/ (3,14·0,2²) = 16,88 м/с.

 

Для температуры t₀= - 40°C:

 

d_{тр. р. н3н}= [4·V_т3н/ (π·ω_{тр. н})] ^0,5= [4·1,44/ (3,14·15)] ^0,5= 0,349 м

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 377×9 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. в3н}= 4·V_т3н/ (π· d² _{тр. в3н}) = 4·1,44/ (3,14·0,35²) = 14,97 м/с.

Жидкостный трубопровод (от конденсаторов до линейного ресивера)

Жидкостной трубопровод подбираем по значению падения давления в трубопроводе.

 

d_{тр. р. ж. к}= (l +Σ l _э) ∙l_тр∙w²_{тр. н. к}/2∙ v ₃ ∙Δp, [4]

 

где

l - длинна трубопровода, l = 10 м;

Σ l _э - эквивалентная длинна (потеря давления на местном сопротивлении замененная потерей давления на прямом участке трубы, для углового вентиля l _эв= 10 м; для отвода

l _эв= 0,5 м;

l_тр - коэффициент трения внутренней поверхности трубы,

для жидких хладагентов l_тр= 0,03¸0,035 [4];

Δp - допустимое падение давления в трубопроводе на участке между конденсатором и линейным ресивером, Δp= 1,2 кПа [4].

На линии от конденсатора до линейного ресивера имеется два угловых вентиля и два отвода.

 

d_{тр. р. ж. к}= (10+ (2∙10+2∙0,5) ∙0,03∙0,5²/ (2∙1,702∙10^-3∙1,2∙10³) = 0,057 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 76×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж. к} = 4· (V_{тр. ж}) / (π· d²_{тр. ж. к}) = 4·3,39∙10^-3/ (3,14·0,07²) = 0,88 м/с.

Жидкостной трубопровод (от линейного ресивера до распределительной станции)

 

d_{тр. р. ж. л}= [4·V_{тр. ж}/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4·3,39∙10^-3/ (3,14·1)] ^0,5= 0,065 м

 

ω_{тр. ж} - скорость движения жидкого аммиака на стороне нагнетания, ω_{тр. ж}= 0,5¸1,25. [4]

 

V_{тр. ж}= (m_км1+ m_км2+ m_км3в) ∙ v ₃ = ( 0,5+0,65+0,84) ∙1,702∙10^-3= 3,39∙10^-3 м³/с;

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 76×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж. л} = 4· (V_{тр. ж}) / (π· d²_{тр. ж. л}) = 4·3,39∙10^-3/ (3,14·0,07²) = 0,88 м/с.

Жидкостный трубопровод (от распределительной станции до циркуляционного ресивера с t₀₁= - 7°C)

 

d_{тр. р. ж1}= [4·m_км.1∙ v ₃/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· 0,5∙1,702∙10^-3/ (3,14·1)] ^0,5= 0,033 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 38×2,0 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж1}= 4· (m_км.1∙ v ₂₁/2) / (π· d² _{тр. н1}) = 4·0,5∙1,702∙10^-3/ (3,14·0,032²) = 1,06 м/с.

Жидкостный трубопровод

(от распределительной станции до циркуляционного ресивера с t ₀₂ = - 19° C)

 

d_{тр. р. ж2}= [4·m_км.2∙ v ₃/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· 0,65∙1,702∙10^-3/ (3,14·1)] ^0,5= 0,038 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 45×2,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж2}= 4· (m_км.1∙ v ₂₁/2) / (π· d² _{тр. н1}) = 4·0,65∙1,702∙10^-3/ (3,14·0,04²) = 0,88 м/с.

Жидкостной трубопровод (от распределительной станции до циркуляционного ресивера с t ₀₃ = - 40° C)

 

d_{тр. р. ж3}= [4·m_км.3н∙ v ₃/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· 0,84∙1,702∙10^-3/ (3,14·1)] ^0,5= 0,043 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 45×2,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж3}= 4· (m_км.1∙ v ₂₁/2) / (π· d² _{тр. н1}) = 4·0,84∙1,702∙10^-3/ (3,14·0,04²) = 1,14 м/с.

Жидкостной трубопровод

(от распределительной станции до промежуточных сосудов)

 

d_{тр. р. ж. пс}= [4· (m_км.3в - m_км.3н) ∙ v ₃/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· (0,84-0,65) ∙1,702∙10^-3/ (3,14·1)] ^0,5= 0,020 м.

 

Выбираем стальную бесшовную трубу 25×1,6 мм.

Уточняем скорость движения пара:

 

ω_{тр. ж. пс} = 4· (m_км.3в - m_км.3н) / (π·