Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа

"Холодильная установка распределительного холодильника в городе Уфа"

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.

1. 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

2. Выбор функциональной схемы холодильной установки и расчет термодинамических циклов

 

2.1 Выбор расчетного режима

Расчетный режим холодильной установки характеризуется температурами кипения и конденсации хладагента. При проектировании установки за расчетный режим принимают интенсивность работы установки в наиболее напряженный по работе период года. Для данного периода 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;

 

2.2 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.

 

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:

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, м3/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, м3/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, м3/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

3. 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=0,67¸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)

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;

 

3.2 Подбор водяных конденсаторов

Водяные конденсаторы подбирают по площади теплопередающей поверхности. Исходными данными служит тепловая нагрузка, отводимая конденсаторами.

Выбираем водяной горизонтальный кожухотрубный конденсатор.

Расчетная тепловая нагрузка на конденсатор Q_{кд. р} определяется по формуле:

Q_кд=m_км1 (h₁₃-h₁₂) + m_км2 (h₂₃-h₂₂) + m^в _км3 (h₃₅-h₃₄);

Q_{кд. р}= 0,5· (1695-350) + 0,65· (1760-350) + 0,84· (1695-195) = 2908,1 кВт

F_{кд. р}= Q_{кд. р}/q_к [2],

где

q_к - тепловой поток конденсатора, q_к= 3¸7 кВт/м² [1].

F_{кд. р}= 2908,1/ (1·6) = 484,7 м²

Подбираем два конденсатора фирмы ГЮНТНЕР АК 860-2;

Технические характеристики [10]:

F_кд= 246,9 м²;

Диаметр обечайки, D= 820 мм;

Длинна, L= 6620 мм;

Объем межтрубного пространства,V_{меж. тр}= 1420л;

Объем трубного пространства, V_тр= 1150 л;

Максимальное рабочее давление в межтрубном пространстве, P_max= 1,8 МПа;

Максимальное рабочее давление в трубном пространстве, P_max= 0,6 МПа;

Максимальная рабочая температура в межтрубном пространстве, T_max= 120 °C;

Максимальная рабочая температура в трубном пространстве, T_max= 60 °C;

Масса, m= 5415 кг;

Число ходов - 2.

 

3.3 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.

3.4 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).

 

3.5 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.

 

3.6 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].

 

3.7 Подбор циркуляционных ресиверов

Вместимость горизонтального циркуляционного ресивера при верхней подаче хладагента:

V_ц = 3∙ (V_нт + 0,5∙V_соу+ 0,4∙V_вт), [5]

где

V_нт - вместимость нагнетательного трубопровода насоса, м³;

V_соу - суммарная вместимость батарей и воздухоохладителей, м³;

V_вт - вместимость всасывающего трубопровода на участке от охлаждающих устройств до циркуляционного ресивера, м³.

Для температуры t₀₁=-7°С:

V_соу1 = V_б.1+ V_во1 =0,177+ 0,554= 0,73 м³;

V_нт1 = 0,1∙V_соу1 = 0,1∙0,73 = 0,073 м³;

V_вт1 = 0,3∙ V_соу1 = 0,3∙0,73 = 0,22 м³;

V_ц1 = 3∙ (0,073 + 0,5∙0,73 + 0,4∙0,22) = 1,58 м³.

Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-2 вместимостью 2 м³, диаметром 1020×10 мм, l= 3090 мм, b= 1630 мм, h= 4150мм, массой 1220 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Для температуры t₀₂= - 19°С:

V_соу2 = V_б.2+ V_во2 = 0,126 +0,92= 1,05 м³;

V_нт2 = 0,1∙V_соу2= 0,1∙1,05 = 0,105 м³;

V_вт2 = 0,3∙ V_соу2= 0,3∙2,22 = 0,314 м³;

V_ц2 = 3∙ (0,105 + 0,5∙1,05 + 0,4∙0,314) = 2,26 м³.

Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-4 вместимостью 4 м³, диаметром 1220×12 мм, l= 4020 мм, b= 1830 мм, h= 4400мм, массой 1950 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Для температуры t₀₃= - 40°С:

V_соу3 = V_б.3+ V_во3 =1,4 м³;

V_нт3 = 0,1∙V_соу3 = 0,1∙1,4 = 0,14 м³;

V_вт3 = 0,3∙ V_соу3= 0,3∙1,4 = 0,42 м³;

V_ц3 = 3∙ (0,14 + 0,5∙1,4 + 0,4∙1,14) = 3,88 м³.

Подбираем один циркуляционный ресивер со стояком марки РЦЗ-4 вместимостью 4 м³, диаметром 1220×12 мм, l= 4020 мм, b= 1830 мм, h= 4400мм, массой 1950 кг, максимальным рабочем давлением МПа, максимальной рабочей температурой°С [10].

Проверяем выбранные ресиверы на выполнение ими функций отделителя жидкости:

Скорость движения пара в ресивере:

ω = V_тi∙4/ (π∙ D²_црi) [1],

где

V_тi - действительная объемная подача компрессоров, м³/с;

D_црi - диаметр корпуса циркуляционного ресивера, м.

Допустимое значение скорости движения пара в ресивере:

[ω] = 2· ω_ос·l_ап/D_цр [1],

где

ω_ос - скорость осаждения капель хладагента, ω_ос£ 0,5 м/с [1].

Для температуры - 7°С:

[ω₁] = 2·0,5·3090/1020 = 3,03 м/с;

ω₁ = V_т1∙4/ (π∙ D²_цр1) = 2∙455/3600∙4/ (3,14∙1,02²) = 0,3 м/с < [ω₁].

Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.

Для температуры - 19°С:

[ω₂] = 2·0,5·4780/1600 = 2,98 м/с;

ω₂ = V_т2∙4/ (π∙ D²_цр2) = 2·954/3600∙4/ (3,14∙1,6²) = 0,26 м/с < [ω₂].

Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.

Для температуры - 40°С:

[ω₃] = 2·0,5·6800/1600 = 4,25 м/с;

ω₃ = V_т3 ∙4/ (π∙ D²_цр3) = 2·2604/3600∙4/ (3,14∙1,6²) = 0,71 м/с < [ω₃].

Выбранный ресивер выполняет функцию отделителя жидкости.

 

3.8 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.

 

3.9 Выбор маслосборника

Выбираем маслосборник марки 60МЗС.

 

3.10 Выбор воздухоотделителя

Выбираем воздухоотделитель марки.

 

3.11 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∙v₂+ 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.

 

3.12 Подбор промежуточных сосудов

Промежуточные сосуды подбираются по значению внутреннего диаметра так чтобы скорость движения пара в сосуде не превышала допустимые значения.

D_{п. с.} = [4∙m_км∙u_3i/ (π∙ ω_{п. с.)}] ^0,5 [1],

где

u_3i - удельный объем в точке 3 (см. таблицу 3)

ω_{п. с} - скорость движения пара в аппарате, ω_{п. с}= 0,5 м/с [1].

Промежуточный сосуд подбирается для каждого компрессорного агрегата нижней и верхней ступени.

Массовый расход хладагента одного компрессорного агрегата нижней ступени:

m ^н_км3.1= m^н_км3/2= 0,65/2= 0,325 кг/с

D_{п. с.} = [4∙ m ^н_км3.1∙u₃/ (π∙ ω_{п. с.)}] ^0,5 = [4∙0,325∙0,39/ (3,14∙0,5)] ^0,5 = 0,568 м

Подбираем промежуточный сосуд (для каждого компрессорного агрегата) марки 60 ПС₃.

Основные характеристики [10]:

вместимость, м³0,67,диаметр, мм600,высота, мм3640,наружная поверхность змеевика, м²8,6 м^2,масса, кг1230.

 

3.13 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.

3.14 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.

 

3.15 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∙v₂₁/2) / (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∙v₂₁/2) / (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∙v₂₂/2) / (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∙v₂₂/2) / (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∙v₄₃/2) / (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∙v₄₃/2) / (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∙v₂₃/2) / (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∙v₂₃/2) / (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∙v₂₁+ m_км.2∙v₂₂ +m_км.3в∙v₄₃) / (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∙v₂₁+ m_км.2∙v₂₂ +m_км.3в∙v₄₃) / (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+Σl_э) ∙l_тр∙w²_{тр. н. к}/2∙v₃∙Δp, [4]

где

l - длинна трубопровода, l= 10 м;

Σl_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;

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) ∙v₃= (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∙v₃/ (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∙v₂₁/2) / (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 t₀₂= - 19°C)

d_{тр. р. ж2}= [4·m_км.2∙v₃/ (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∙v₂₁/2) / (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 t₀₃= - 40°C)

d_{тр. р. ж3}= [4·m_км.3н∙v₃/ (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∙v₂₁/2) / (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) ∙v₃/ (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·d²_{тр. р. ж. пс}) = 4· (0,84-0,65) ∙1,702∙10^-3/ (3,14·0,025²) = 1,03 м/с.

 

Жидкостный трубопровод

(от циркуляционного ресивера до потребителей холода)

Для температуры t₀= - 7°C:

d_{ж. р. пх1}= [4·V_{н. а. р1}/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· (14,3/3600) / (3,14·1)] ^0,5= 0,071 м

Выбираем стальную бесшовную трубу 76×3,5 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{тр. ж. пх1} = 4· V_{н. а. р1}/ (π·d² _{ж. р. пх1}) = 4· (14,3/3600) / (3,14·0,07²) = 1,03 м/с.

Для температуры t₀= - 19°C:

d_{ж. р. пх2}= [4·V_{н. а. р2}/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· (30,7/3600) / (3,14·1)] ^0,5= 0,104 м

Выбираем стальную бесшовную трубу 108×4,0 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{тр. ж. пх2} = 4· V_{н. а. р2}/ (π·d² _{ж. р. пх2}) = 4· (30,7/3600) / (3,14·0,1²) = 1,09 м/с.

Для температуры t₀= - 40°C:

d_{ж. р. пх3}= [4·V_{н. а. р3}/ (π·ω_{тр. ж})] ^0,5= [4· (30,7/3600) / (3,14·1)] ^0,5= 0,104 м

Выбираем стальную бесшовную трубу 108×4,0 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{тр. ж. пх3} = 4· V_{н. а. р3}/ (π·d² _{ж. р. пх3}) = 4· (30,7/3600) / (3,14·0,1²) = 1,09 м/с.

 

Парожидкостный трубопровод

(от потребителей холода до циркуляционного ресивера)

Движение двухфазной смеси вызывает увеличение гидравлического сопротивления в

Δp_см/ Δp_п раз.

Для этого рассчитываем некоторую величину X являющаяся функцией от

Δp_см/ Δp_п [4]:

X= (n-1) ^0,9∙ (v_ж/v_п) ^0,5∙ (µ_ж/µ_п) ^0,1 [4],

где

X - функция от Δp_см/ Δp_п;

v_{ж -} удельный объем жидкой фазы, м³/кг;

v_{п -} удельный объем паровой фазы, м³/кг;

µ_ж - вязкость жидкой фазы, м²/с;

µ_{п -} вязкость паровой фазы, м²/с;

d_пжi= d_пi∙ (Δp_см/ Δp_п) ^0,21,где

d_п - диаметр трубы в предположении, что в трубе течет только пар,

d_пi= [4·V_тi/ (π·ω_{п. в. т})] ^0,5

V_пi= Q_0i∙v_пi∙/r_0i

Для температуры t₀= - 7°C:

 

v_ж1= 1,543∙10^-3 м³/кг [3];

v_п1= 0,373 м³/кг [3];

µ_ж= 18,83∙10⁵ Па∙с [3];

µ_п= 0,8881∙10⁵ Па∙с [3];= (8-1) ^0,9∙ (1,543∙10^-3 /0,373) ^0,5∙ (18,83∙10⁵ /0,8881∙10⁵) ^0,1= 0,5;

При X= 0,5: Δp_см/ Δp_п= 9,59 [4];

d_п1= [4·0,252 / (3,14·15)] ^0,5= 0,146м;

d_{п. ж1}= 0,146∙9,59^0,21= 0,235 м;

Выбираем стальную бесшовную трубу 219×7 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{п. в. т1} = 4·V _п1/ (π·d² _{п. ж1}) ∙ (Δp_см/ Δp_п) ^0,42 = 4· 0,252/ (3,14·0,2²) ∙ 9,59^0,42= 20,74 м/с.

Для температуры t₀= - 19°C:

v_ж2= 1,506∙10^-3 м³/кг [3];

v_п2= 0,5977 м³/кг [3];

µ_ж2= 21,38∙10⁵ Па∙с [3];

µ_п2= 0,8566∙10⁵ Па∙с [3];

X= (8-1) ^0,9∙ (1,506∙10^-3 /0,5977) ^0,5∙ (21,38∙10⁵ /0,8566∙10⁵) ^0,1= 0,73

При X= 0,73, Δp_см/ Δp_п= 12,5 [4];

d_п2= [4·0,53/ (3,14·15)] ^0,5= 0,21 м;

d_{п. ж2}= 0,21∙9,59^0,21= 0,338 м

Выбираем стальную бесшовную трубу 328×8 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{п. в. т2} = 4·V _п2/ (π·d² _{п. ж2}) ∙ (Δp_см/ Δp_п) ^0,42 = 4· 0,53/ (3,14·0,30²) ∙ 12,5^0,42= 21,7 м/с.

Для температуры t₀= - 40°C:

 

v_ж3= 1,449∙10^-3 м³/кг [3];

v_п3= 1,553 м³/кг [3];

µ_ж3= 27,6∙10⁵ Па∙с [3];

µ_п3= 0,807∙10⁵ Па∙с [3];

X= (8-1) ^0,9∙ (1,449∙10^-3/1,553) ^0,5∙ (27,6∙10⁵ /0,807∙10⁵) ^0,1= 0, 3

При X= 0, 3, Δp_см/ Δp_п= 2,4 [4];

V_п2= 590∙1,553/1388,9= 0,66 м³/с

d_п2= [4·1,44/ (3,14·15)] ^0,5= 0,349 м;

d_{п. ж2}= 0,349∙2,4^0,21= 0,419 м

Выбираем стальную бесшовную трубу 377×9 мм.

Уточняем скорость движения пара:

ω_{п. в. т3} = 4·V _п3/ (π·d² _{п. ж3}) ∙ (Δp_см/ Δp_п) ^0,42 = 4· 1,44/ (3,14·0,35²) ∙ 2,4^0,42= 21,63 м/с.

4. Объемно-планировочные решения

Оборудование холодильной установки располагается в машинном, насосном отделении и на наружной площадке.

Машинное отделение и вспомогательные помещения располагаются в пристройке к зданию холодильника.

В машинном отделении располагаются компрессорные агрегаты, промежуточные сосуды, маслоотделитель, водяные конденсаторы, линейный, дренажный и циркуляционные ресиверы.

Машинное отделение имеет два выхода, максимально удаленных друг от друга, один непосредственно наружу, а второй через тамбур-шлюз в коридор вспомогательных помещений. Водяные конденсаторы, циркуляционные ресиверы и маслоотделитель размещены на площадке с ограждениями и двумя лестницами (так как длинна площадки более 6 метров) поднятой над уровнем пола на 3 метра. Площадка предназначена для постоянного обслуживания оборудования расположенного на ней. Под циркуляционными ресиверами и аммиачными насосами, а также под водяными конденсаторами и линейным ресивером предусмотрены поддоны для аварийного сбора вытекшего аммиака из оборудования.

Вспомогательные помещения, обеспечивают работу холодильной установки и санитарно-бытовые условия работы персонала компрессорного цеха. Эти помещения отделены от машинного отделения несгораемой стеной.

Вспомогательные помещения включают в себя: пульт автоматизации; электрораспределительную; вентиляционную камеру; ремонтную мастерскую; кладовые помещения, бытовые помещения, комнаты приема пищи. Звукоизолированное помещение пульта автоматизации, смежное с машинным отделением, оборудовано проемом с герметичным остеклением в стене. При этом в помещении пульта поддерживают избыточное давление воздуха, препятствующее проникновению в него воздуха из машинного отделения. Общая длина пути по проходам из любой точки машинного отделения до двери не превышает допустимые 30 м. Переход из машинного отделения во вспомогательные осуществляется через тамбур-шлюз имеющий постоянный подпор воздуха и противопожарными без замков самозакрывающимися дверями.

Наружная площадка включает насосное отделение, над которым размещены градирни.

В насосном отделении расположено три насоса связанные коллекторами. Стены насосного отделения выполнены из кирпича. Градирни установлены на металлической конструкции. Для постоянного обслуживания градирен устроена площадка с ограждениями и двумя лестницами, поднятой на 3,3 метра над уровнем пола.

5. Автоматизация холодильной установки

При проектировании установки предусмотрена ее комплексная автоматизация, включающая регулирование температурного режима в охлаждающих объектах, изменение холодопроизводительности компрессоров, регулирование уровня жидкого хладагента с целью экономической работы, холодильной установки, автоматическую защиту от опасных режимов работы, автоматический контроль и сигнализация, автоматическая оттайка охлаждающих приборов.

В различных элементах холодильных установок могут возникнуть опасные ситуации, и они все, насколько это возможно, должны быть предупреждены. Возникновение опасных режимов работы может быть вызвано как внутренними нарушениями (например, отказом в работе аппарата, поломкой деталей компрессора, нарушением подачи хладагента, засорением труб или арматуры), так и внешними воздействиями (например резким изменением тепловой нагрузки, уменьшением подачи охлаждающей воды или воздуха на конденсатор, прекращением энергоснабжения).

Срабатыванием приборов автоматической защиты сопровождается световой и звуковой оповещающей аварийной сигнализацией. Устройства автоматической защиты для обеспечения их надежного действия должны иметь приспособления для периодической профилактической проверки всех приборов, на которые возлагаются защитные функции.

Для предотвращения попадания пара в дренажный ресивер при оттайки на линии от охлаждающих приборов до дренажного ресивера предусмотрен регулятор уровня.

Помещения, в которых располагается аммиачное холодильное оборудование оборудованы системой контроля уровня загазованности. Система контроля загазованности имеет три уровня концентрации. Первый уровень (20 мг/м³) - включение предупредительной сигнализациии; второй уровень (60 мг/м³) - включение аварийной сигнализации и вентиляции; Третий уровень (500 мг/м³) - отключение аммиачного оборудования.

6. Разработка принципиальной схемы холодильной установки

Принципиальная схема холодильной установки - это упрощенное изображение проектируемой установки, а также своеобразное сочетание машин и аппаратов, позволяющее осуществить заданный процесс.

Принципиальная схема скомпонована из нескольких характерных узлов со своими специфическими особенностями.

Узел компрессорного агрегата состоит из винтового компрессора, маслоотделителя и маслоохладителя. Перед всасывающем вентилем установлен фильтр, предназначенный для очистки поступающего пара от загрязнений. На нагнетательном и всасывающем трубопроводе поставлены обратные клапаны, для обеспечения пуска с открытым байпасом. Также обратные клапаны защищают компрессорное помещение от прорывов хладагента из аппаратов высокого давления при авариях с компрессором.

Для обеспечения безопасного обслуживания масло из общего маслоотделителя, а также из всех емкостных аппаратов выпускается в маслосборник, который соединен с циркуляционными ресиверами, что позволяет понизить в нем давление.

Сжатый компрессорами пар нагнетается в конденсатор, через общий маслоотделитель, по нагнетательному трубопроводу. Нагнетательные и всасывающие трубопроводы присоединяются к магистральным трубопроводам сверху. Это выполнено для того чтобы избежать возможного скопления жидкого хладагента или масла, что может вызвать гидравлический удар.

Узел компрессоров двухступенчатого сжатия состоит из компрессоров нижней и верхней ступеней, отделяемых промежуточным сосудом со змеевиком предназначенный для переохлаждения жидкого хладагента поступающего из линейного ресивера.

Паровые пространства конденсаторов и линейного ресивера соединены уравнительной линией, что позволяет обеспечить надежный сток жидкого хладагента в линейный ресивер, установленный ниже конденсаторов.

Теплота конденсации хладагента отводится в вентиляторных градиренях с помощью оборотного водоснабжения. Охлажденная вода, подается центробежными насосами в конденсаторы и маслоотделители компрессорных агрегатов (для охлаждения масла).

Для компенсации испарившейся воды в градирнях предусмотрен подпиточный трубопровод.

Узел подачи хладагента в испарительные системы имеет насосно-циркуляционную схему.

Жидкий хладагент с помощью аммиачных циркуляционных насосов подается в охлаждающие приборы, в которых частично кипит. Возвращенная парожидкостная смесь разделяется в циркуляционном ресивере на жидкую и паровую фазы.

Для обеспечения плавного пуска на аммиачных насосах имеются безопасные клапаны.

Для удаления жидкого хладагента из охлаждающих приборов при оттаивании, а также для освобождения аппаратов при ремонте предусмотрен дренажный ресивер.

Для удаления жидкости, к дренажному ресиверу подведена линия высокого давления, подключенная к линии высокого давления.

В схеме предусмотрен отсос аммиака из любого аппарата в циркуляционный ресивер, либо из одного циркуляционного ресивера в другой.

Сосуды и аппараты оснащаются двумя предохранительными клапанами с переключающим устройством. На нагнетании компрессорных агрегатов находится один предохранительный клапан. Выпуск паров аммиака в атмосферу через предохранительные устройства выполнен с помощью трубы выведенной на три метра выше конька крыши наиболее высокого здания в радиусе 50 метров.

На всех компрессорных агрегатах (всасывание, нагнетание, в системе смазки), аппаратах, сосудах, аммиачных насосах, а также на жидкостных и оттаивательных коллекторах установлены манометры (мановакуумметры).

Список использованной литературы

1. Бараненко А.В., Калюнов В.С., Румянцев Ю.Д. Практикум по холодильным установкам. - СПб.: Профессия, 2001. - 272 с.

. Бараненко А.В., Бухарин Н.Н. Холодильные машины. - СПб.: Политехника, 2006. - 944 с.

. Богданов С.Н., Бурцев С.И., Куприянова А.В. Холодильная техника. Кондиционирование воздуха. Свойства веществ. - СПб.: СПбГАХПТ, 1999. - 320 с.

. Курылев Е.С., Оносовский В.В., Румянцев Ю.Д. Холодильные установки. - СПб.: Политехника, 1999. - 576 с.

. Правила безопасности аммиачных холодильных установок (ПБ 03-595-03)

. СНиП 23-01-99. Строительная климатология.

. СНиП 2.11.02-87. Холодильники.

. I-d диаграмма влажного воздуха.

. Соколов В.С., Яновский С.Н., Крайнев А.А. Справочный материал для курсового и дипломного проектирования холодильных установок. - Л.: ЛТИХП, 1990. - 45с.

. Каталоги.