Выбор термодинамических циклов холодильной установки

 

Для выбора цикла рассчитываем отношение давлений хладагента в циклах:

 

p₁ = р_к / р_о1 = 13,51/3,28 = 4,12;

p₂ = р_к / р_о2 = 13,51/1,99 = 6,8;

p₃ = рк / р_о3 = 13,51/0,72 = 18,76;

 

При отношении давлений p≥ 8 рекомендуется применять схему с двухступенчатым сжатием. Из этого следует, что для низкотемпературного уровня t_о3 = - 40 °C требуется выбрать схему с двухступенчатым сжатием. Выбираем традиционную схему холодильной установки с промежуточным сосудом. Для температурных уровней t_о1 = - 7 °C и t_о2 = - 19 °C принимаем схему с одноступенчатым сжатием.

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:

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

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

Переохлаждение жидкости в конденсаторе:

t_по= 2¸3 °C, принимаем t_по= 2 °C [4].

Промежуточное давление для 3-го цикла:

 

;

 

Температура при промежуточном давлении:

t_пр = - 7 °C [3].

Таблица 1

Параметры узловых точек для t₀₁=-7°C

точки	1″	1	2	3	3`	4	4`	m
t, °C	-7	-2	105	33	35	-7	-7	80
p, бар	3,28	3,28	13,51	13,51	13,51	3,28	3,28	13,51
v, м^3/кг	---	0,39	0,13	---	1,702∙10^-3	---	1,543∙10^-3	---
h, кДж/кг	1440	1460	1695	350	360	350	170	1610

 

Таблица 2

Параметры узловых точек для t₀₂=-19°C

точки	1″	1	2	3	3`	4	4`	m
t, °C	-19	-14	135	33	35	-19	-19	80
p, бар	1,9	1,9	13,51	13,51	13,51	1,9	1,9	13,51
v, м^3/кг	---	0,5	0,14	---	1,702∙10^-3	---	1,504∙10^-3	---
h, кДж/кг	1430	1450	1760	350	360	350	105	1610

 

Таблица 3

Параметры узловых точек для t₀₃=-40°C

точки	1″	1	2	3	3”	mн	4	5	5`	6	6`	7	8	8`	mв
t, °C	-40	-30	70	-2	-7	50	105	33	35	-7	-7	-2	-40	-40	80
p, бар	0,72	0,72	3,12	3, 12	3, 12	---	13,51	13,51	13,51	3,12	3,12	13,5	0,72	0,72	---
v, м^3/кг	1,6	1,7	0,49	0,39	0,37	---	0,39	---	1,702∙10^-3	---	1,543∙10^-3	---	---	1,449∙10^-3	---
h, кДж/кг	1405	1430	1595	1450	1435	1610	1695	350	350	350	350	195	195	195	1610

Подбор холодильного оборудования

 

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;