Расчет и выбор оборудования компрессионных холодильных установок

Расчет и выбор оборудования компрессионных холодильных установок

Введение

Холодильные машины различают:

по способу получения холода - компрессионные и абсорбционные;

по холодильному агенту - фреоновые, аммиачные и др.;

по холодопроизводительности - малые, средние и крупные.

В бытовых холодильниках устанавливают самые малые (мелкие) холодильные машины.

Компрессионные холодильные машины отличаются также друг от друга степенью герметизации. В бытовых холодильниках уже много лет применяют исключительно герметичные холодильные машины, или, как их называют, герметичные холодильные агрегаты. В таких агрегатах отсутствуют какие-либо разъемные соединения наружных частей. Все отдельные узлы соединены снаружи сваркой или пайкой.

Абсорбционные холодильные машины бывают непрерывного и периодического действия. Машины непрерывного действия, в свою очередь, разделяют на насосные и безнасосные. Безнасосные машины называются абсорбционно-диффузионными.

В бытовых холодильниках абсорбционного типа используют исключительно абсорбционно-диффузионные машины (агрегаты).

Схема станции

Рисунок 1 - схема компрессионной станции

. Винтовой компрессор

. Ресивер

. Предохранительный клапан

. Керамический фильтр (3 микрон)

. Осушитель воздуха

. Клапан BY-PASS

. Абсорбирующий фильтр (0,01 микрон)

. Угольный фильтр (0,003 микрона)

. Сепаратор воды и масла

. Клапан слива конденсата

1.     
Расчет компрессионной холодильной установки

Определение температурных границ холодильного цикла

Исходными данными для проектирования являются:

- холодопроизводительность установки 380 кВт;

- температура ХН на выходе из испарителя ;

хладагент R22;

регион расположения г. Саратов.

Для того, чтобы определить температуру воды, охлаждающей конденсатор , необходимо определить температуру мокрого термометра t_М. Для этого, по СНиПу «Строительная климатология» определяем по своему городу окружающую температуру воздуха в самую жаркую 5-ти дневку и значение относительной влажности. Затем по психометрической диаграмме (Методические указания к курсовой работе «Расчет водоохлаждающих устройств») определяем температуру мокрого термометра. При этом, при расчете температуры воды, охлаждающей конденсатор , необходимо выбрать вид градирни.

Задаюсь выбором вентиляторной градирни, потому что по сравнению с башенной градирней, она обеспечивает более глубокое охлаждение. Также она значительно дешевле.

Следовательно:

Где t_М-температура мокрого термометра.

t_М определяем из диаграммы:

t_М=30°С

Тогда:

Температуру конденсации принимают на 5…7°С выше, температуры воды на выходе из конденсатора:

где ∆t=(10…15)°C - ширина зоны охлаждения вентиляторных градирен, обеспечивающих систем оборотного водоснабжения.

Температура переохлаждения жидкого ХА после конденсатора или специального теплообменника - переохладителя принимается на 5…7 град. выше температуры охлаждающей воды:

Температуру кипения ХА в испарителе определяют по изотерме получаемого холода :

После определения этих температур выбирается наиболее рациональный ХА и по таблицам насыщенных паров находятся соответствующие давления: в конденсаторе - р_к® t_К; испарителе - р₀®t₀ (по приложению Г методических указаний к данной курсовой работе).

При

При

Расчет теоретического цикла

Принципиальная схема установки приведена на рисунке 1. Построение цикла в диаграмме i-lgP показано на рисунке 2.

Рисунок 2 - Принципиальная схема компрессионной установки

Рисунок 3 - Построение цикла в i-lgP - диаграмме

Точку 1 на правой пограничной кривой (х=1), соответствующую поступлению в компрессор сухого пара, находят по заданной температуре кипения t₀ холодильного агента. Из нее проводится адиабата (линия сжатия паров в идеальном компрессоре) до пересечения с линией постоянного давления р_К. Точка 2 характеризует состояние холодильного агента в конце идеального процесса сжатия. Процесс в конденсаторе описывается линией 2 - 3, причем на участке 2 - 2^/ имеет место охлаждение перегретых паров до температуры конденсации, на участке 2^/-3^/ - конденсация паров при постоянной температуре, 3^/-3 - переохлаждение конденсата. Процесс в конденсаторе изобарный. Линия 3-4 характеризует дросселирование холодильного агента в регулирующем вентиле (при i=const).

-1 - процесс кипения хладагента в испарителе. Линия 1-2д характеризует процесс действительного сжатия в компрессоре. Положение точки 2д на изобаре Р_K зависит от индикаторного КПД компрессора, оценивающего энергетические потери данного агрегата.

В соответствии со схемой и циклом определяются параметры узловых точек по одной из диаграмм и таблицам насыщенных паров ХА. Результаты целесообразно оформить в виде таблицы 1.

Таблица 1 - Параметры парокомпрессионного холодильного цикла

* Примечание: параметры точки 2_Д определяются после расчета действительного цикла.

Рассчитываются характеристики цикла:

Удельная холодопроизводительность, кДж/кг:

q₀ = i₁ - i₄=400-260=140 кДж/кг

Теоретическая работа сжатия компрессора, кДж/кг:

l_S = i₂ - i₁=450-400=50 кДж/кг

Расход хладоагента, кг/с:

G_X = Q₀/q₀=380/140=2,71 кг/с

Теоретический холодильный коэффициент цикла:

e_Т = q₀/l_S= 140/50=2,8

Теоретическая мощность, затрачиваемая в компрессоре, кВт:

N_T = G_X×l_S = Q₀/e_T=380/2,8=135,71 кВт

Теоретическая объемная производительность компрессора, м³/с:

V = G_X×u₁^//=2,71∙0,08=0,2168 м³/с

Удельная объемная холодопроизводительность ХА при заданных условиях

q_V =q₀/u₁^//=140/0,08=1750 кДж/м³

Расчет действительного цикла

Действительный процесс работы отличается от теоретического объемными и энергетическими потерями, которые учитываются соответствующими коэффициентами.

В поршневом компрессоре все виды объемных потерь характеризуют коэффициентом подачи, величина которого равна

l= l_i l_w l_пл

где l_i - индикаторный коэффициент всасывания;

l_w - коэффициент подогрева;

l_i=l_сl_др,

l_пл - коэффициент плотности; l_пл=0.95-0.99;

l_с - коэффициент, учитывающий объемные потери, связанные с расширением из вредного пространства;

l_др - коэффициент дросселирования, l_др = 0,91…0,99

где c₀ - относительная величина объема вредного пространства (c₀=0.01-0.08);

c - показатель политропы, по которой осуществляется процесс расширения из вредного пространства. Для аммиачных машин c = 0,82…1,25. В быстроходных компрессорах показатель политропы мало отличается от показателя адиабаты.

Тогда:

Коэффициент подогрева можно ориентировочно оценить по формуле проф. И.И. Левина:

l_w =Т₀/Т_К - (для крупных вертикальных прямоточных компрессоров),       

l_w =Т₀/(Т_К +26) - (для крупных горизонтальных аммиачных компрессоров),

где Т₀ и Т_К - соответственно температуры испарения и конденсации хладоагента, К.

Тогда:

Потребная часовая производительность компрессоров составит

V_П = 3600×V_Т/l=

Число установленных компрессоров определяется из соотношения

n = V_П/V_П^I,

где V_П^I=824 м³/ч - часовой объем, описанный поршнем одного компрессора, м³/ч. В приложении А приведены характеристики серийно выпускаемых компрессоров, работающих на аммиаке и фреонах R-12 и R-22.

n = V_П/V_П^I=780,48/824=0,947≈1

Таблица 2 - Характеристики бескрейцкопфных компрессоров

Увеличение работы сжатия в действительном процессе по сравнению с теоретическим происходит, главным образом, в результате наличия теплообмена в цилиндрах компрессора или корпусе и гидравлических сопротивлений при всасывании и нагнетании пара. Это увеличение работы оценивается индикаторным КПД h_i.

Для горизонтальных аммиачных и фреоновых прямоточных компрессоров большой холодопроизводительности

h_i = l_W + 0,0025×t₀

η_i=0,741+0,0025∙(-16)=0,701=70,1%

Тогда энтальпия хладоагента в точке 2_Д определяется по уравнению

i_2Д = i₁ + l_S/h_i2д=400+50/0,701=471,327 кДж/кг

А положение самой точки находится на пересечении данной энтальпии и давления в конденсаторе.

Индикаторная мощность компрессора, кВт

N_i=N_T/h_i

N_i=135,71/0,701=193,59 кВт

Потери, вызванные трением движущихся частей компрессора, учитываются механическим КПД h_м. Механический КПД современных вертикальных аммиачных компрессоров, повышаясь с ростом производительности машины, колеблется в пределах от 0,7 до 0,9.

Эффективная мощность, необходимая для привода компрессора, кВт:

N_е=N_T/h_м

N_e=135,71/0,8=169,64 кВт,

где h_м=0,8.

Мощность электродвигателя, кВт:

N=N_e/h_p. h_э

где h_p=0,8…0,9 - КПД редуктора;

h_э =0,8…0,9 - КПД приводного электродвигателя.

Мощность электродвигателя для привода одного компрессора, кВт:

N₁=N/n

N₁=234,795/1=234,795 кВт

2. Выбор компрессорных агрегатов

.1 Выбор компрессоров

В основном применяют паровые поршневые холодильные компрессоры следующих типов:

а) при холодопроизводительности при нормальных условиях Q_o£900 кВт (Q₀=380кВт) - прямоточные; вертикальные или V - образные простого действия.

Одноступенчатые компрессионные установки применяются при степени повышения давления Р_к/Р_о£7¸12.

Таблица 2 - Характеристики бескрейцкопфных компрессоров

.2 Выбор типа и конструктивного исполнения электродвигателя

Для привода компрессоров применяются в основном три типа электродвигателей: асинхронный с короткозамкнутым ротором (А), синхронный двигатель (СД) и асинхронный с фазовым ротором (АК).

В холодильной технике в зависимости от условий окружающей среды находят применение следующие двигатели: защищенные, закрытые обдуваемые, взрывозащищенные.

В электроприводах средней и большой мощности используются также модернизированные трехфазные асинхронные двигатели единой серии А и АК. Они выполняются на напряжение 220, 380, 3000 и 6000 В в диапазоне номинальной мощности от 55 до 400 кВт.

3. Выбор теплообменного оборудования

Оборудование выбирается на основе выполненных ранее расчетов в соответствии с характеристикой компрессора.

3.1 Выбор конденсатора

В холодильных установках применяют конденсаторы следующих типов: кожухотрубные (горизонтальные и вертикальные), кожухозмеевиковые, элементные, двухтрубные, пакетно-панельные, пластинчатые. Кожухотрубные конденсаторы характеризуются высокой интенсивностью теплопередачи. Использование их в системе оборотного водоснабжения с градирней позволяет работать с минимальным расходом воды. В последнее время в связи с дефицитом воды применяют конденсаторы воздушного охлаждения. В крупных холодильных установках наибольшее распространение получили горизонтальные кожухотрубные конденсаторы. Конструкции их для аммиака и фреонов различаются, в основном, материалом и характером поверхности теплообмена. В аммиачных использованы трубы бесшовные гладкие стальные (сталь 10) диаметром 25х2,5 мм (площадь поверхности теплообмена до 300 м²) и 38х3 мм (площадь поверхности теплообмена >300 м²). Во фреоновых конденсаторах из-за сравнительно низких коэффициентов теплоотдачи со стороны конденсирующегося ХА применяют, как правило, трубы из цветных металлов, на наружной поверхности которых накатаны ребра.

Для фреоновых кожухотрубных конденсаторов с коэффициентом оребрения 3,99 при Q_m = 6…10⁰С и скорости воды 1,4 м/с коэффициент теплопередачи k_К = 2000…2100 Вт/(м² ×К).

Число устанавливаемых аппаратов определяется на основе выбранного стандартного конденсатора с площадью поверхности теплообмена F_K^I:

Таблица 4-Кожухотрубные фреоновые конденсаторы

3.2 Выбор испарителя

Для охлаждения хладоносителя наибольшее распространение получили кожухорубные испарители затопленного типа. В них холодильный агент кипит на наружной поверхности труб (гладких или оребренных), а хладоноситель протекает в трубах.

Выбор типа испарителя производится на основании расчета поверхности теплопередачи. Для ориентировочных расчетов площадь поверхности теплопередачи можно определить, задавшись плотностью теплового потока q_F.

Таблица 5 - Значения плотности теплового потока q_Fвн (Вт/м²) во фреоновых испарителях типа ИТР для R-22 при t₀ = - 15 ¸ +5⁰С

Таблица 6 - Кожухотрубные горизонтальные испарители затопленного типа

3.3 Маслоотделитель

При известной часовой объемной производительности компрессора V_П^I и рекомендуемой скорости пара в штуцере w = 1…0,7 м/с диаметр определяется из уравнения сплошности:

Таблица 7 - Аммиачные промывные маслоотделители

3.4 Ресивер

Ресиверы для жидкого агента предназначены для компенсации переменного заполнения жидким агентом испарителя и конденсатора при различных режимах работы. Емкость ресивера принимается равной половине часового количества циркулирующего в системе хладоагента:

Таблица 8 - Аммиачные ресиверы горизонтальные типа РД

3.5 Переохладитель

Переохладители с водяным охлаждением предназначены для охлаждения жидкого рабочего агента ниже температуры конденсации перед регулирующим вентилем. Конструктивно эти аппараты выполняются из труб диаметром 38х3,5 (внутренняя) и 57х3,5 (наружная) противоточными одно- или двухсекционными; хладоагент проходит по межтрубному пространству.

Выбор переохладителя производится по поверхности охлаждения на основании теплового расчета.

F_K=13,8 м²

Таблица 9 - Аммиачные переохладители завода «Компрессор»

3.6 Грязеуловитель

Назначение грязеуловителя - предохранить рабочие поверхности компрессоров (цилиндры - в поршневых агрегатах) от попадания твердых частиц - ржавчины, окалины и т.п., которые могут вызвать задиры и риски. Грязеуловители монтируют на всасывающей стороне, вблизи от компрессора. Конструктивно они выполняются в виде паровых сетчатых фильтров, при выборе которых задаются скоростью хладоагента в присоединительном штуцере в диапазоне w_Г =1…1,5 м/с.

Диаметр штуцера определяется по известному уравнению

Заключение

В ходе проделанной курсовой работы мы произвели расчет компрессионной холодильной установки. Хладоагентом являлся R-22. Был рассчитан теоретический цикл, действительный цикл. Было выбрано следующее оборудование:

Компрессор марки АВ-300; электродвигатель серии А и АК в диапазоне номинальной мощности от 55 до 400 кВт; конденсатор марки 1КХ 110; испаритель марки ИТР-65; малоотделитель марки 80 ОММ; ресивер марки 1,5 РД и переохладитель марки 16 ПП.

Список используемых источников

компрессионный холодильный испаритель ресивер

1. Водоснабжение промышленных предприятий. Учебное пособие.-В.Ф. Симонов, Н.В. Долотовская.

. Расчет водоохлаждающих устройств. Методические указания к курсовой работе.:Саратов-1979.

. СНиП «Строительная климатология».

. Холодильные компрессоры. Справочник /Под ред. А.В. Быкова. - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. - 280 с.