Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Холодильно компрессорные работы

ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте спроектирована холодильная установка с поршневым компрессором для охлаждения парового конденсата, имеющего холодопроизводительностью 2мВт с параметра Т₁ = 12°С до параметра Т₂= 6 °С; г. Тбилиси.

В ходе расчета принял схему одноступенчатого сжатия, холодильный агент R717 и непосредственное охлаждение среды, подобрал три поршневых компрессора марки АО 1200 П2; два горизонтальный кожухотрубный конденсатор марки 300 КТГ; пять кожухотрубный испаритель марки 300 ИТГ; шесть центробежных насоса для перекачивания воды марки К45/30; линейный ресивер марки 3,5РВ; два дренажный ресивер марки 3,5РД; маслоотделитель марки 200 ОМ; защитный ресивер марки РЦЗ 3-4; градирни марки ГПВ-80; отделитель жидкости марки ОЖ 250ОЖМ

1 ВЫБОР РАСЧЕТНОГО РЕЖИМА

Начальная температура дифенила, Т₁, °С 12

Конечная температура дифенила, Т₂, °С 6

1.1 Выбрали систему непосредственного охлаждения.

При проектировании холодильных установок с непосредственным охлаждением аммиачными холодильными машинами температуру кипения аммиака принимают на 5÷10⁰С ниже чем температуры воздуха в камере.

Исходные данные

Температуру кипения холодильного агента t_о,°С, определяли согласно /4, с. 71/

t_о = t_в– (5÷10),

t_о = 6 - 5 = 1°С.

Согласно /2, с.19/ выбрали холодильный агент R 12:

Температуру конденсации холодильного агента t_к, °С, определяли согласно /4,с. 71/

t_к = t_w1+ Δt_w + (2 ÷ 4) °С = t_w2 + (2 ÷ 4) °С,

где t_w1– начальная температура воды;

t_w2 – конечная температура воды;

Δt_w– нагрев воды в конденсаторе.

Начальную температуру воды при оборотном водоснабжении t_w1, °С, определяли согласно /4, с.17/

t_w1= t_вл + (4 ÷ 8) °С,

где t_вл – температура воздуха по мокрому термометру, °С.

Летнюю температуру t_лет, °С, и летнюю влажность воздуха φ_лет, %, принимали для города Томска согласно /4, с. 208/

t_лет = 34°С,

φ_лет= 46 %.

Температуру мокрого термометра определяли по i-d диаграмме согласно /4, с. 214/

t_вл= 24,5°С,

t_w1= 24,5 + 4 = 28,5°С.

Конечную температуру воды t_w2, °С, определяли согласно /4, с.71/

t_w2= t_w1 + (2 ÷ 4)°С,

t_w2 = 28,5 + 2 = 30,5°С,

t_к = 30,5 + 3 + 2 = 35,5°С.

Температуру всасываемых паров холодильного агента t_вс, °С, определяли согласно /4, с. 72/

t_вс=t₀+(5÷10)°С;

t_вс1+5=6°С.

2 ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА В ДИАГРАММЕ i-lgР

2.1 Данные расчета

Температура кипения холодильного агентаt₀, °С 1

Температура конденсации холодильного агента t_к, °С 35.5

Давление кипения холодильного агентаР_о , МПа 0,45

Давление конденсации холодильного агентаР_к, МПа 1,35

По данным расчета построили цикл холодильной установки в диаграмме i-lgp для R717. Полученные данные занесли в таблицу 1.

Рисунок 1 – Принципиальная схема и цикл одноступенчатой холодильной машины с отделителем жидкости.

Таблица 1 - Параметры точек цикла холодильной установки

Точки цикла	Температура t_,°С	Давление Р, мПа	Энтропия S,кДж/кгК	Энтальпия i, кДж/кг	Удельный объём V,м³/кг	Насыщенность пара, х
1	1	0,45	8,8	1680	0,275	-
1'	10	0,45	8,9	1706	0,277	-
2	89	1,35	8,9	1860	0,121	-
3	35,5	1,35	4,7	586	0,001699	-
3'	32	1,35	4,7	580	0,00169	-
4	1	0,45	4,8	580	0,35	-

3 РАСЧЕТ И ПОДБОР КОМПРЕССОРА

Задачей расчета является определение теоретической объемной подачи, стандартной холодопроизводительности, подбор стандартного аппарата и их количество на заданную производительность.

Исходные данные:

Q₀– холодопроизводительность холодильной установки, кВт 2000

v_1’– удельный объем всасываемого пара, м³/с 0,275

T_к – температура конденсации холодильного агента, °K 308,5

T₀– температура кипения холодильного агента, °K 274

Удельную массовую холодопроизводительность q₀, кДж/кг, определяли согласно /2, с. 94/

q₀= i₁-i₄,

q₀=1680-580=1100 кДж/кг.

Действительную массу всасываемого пара m_д, кг/с, определяли согласно /2, с. 94/

m_д=Q₀/q_{0 ,}

где Q₀- холодопроизводительность холодильной установки, кВт.

m_д=2000/1100 = 1,81 кг/с.

Действительную объемную подачу V_д, м³/с, определяли согласно /2, с. 94/

V_д= m_д·v_1’,

где v_1’- удельный объем всасываемого пара, м³/с.

V_д=1,81 · 0,275 =0,49 м³/с.

Индикаторный коэффициент подачи определяли согласно /2, с. 94/

где и - депрессии при всасывании и при нагнетании, МПа;

с – объем мертвого пространства;

Депрессии при всасывании и при нагнетании принимали согласно /2, с.88/

= = 0,005÷0,01 МПа

Объем мертвого пространства с принимали согласно /2, с.45/

с=0,05÷0,08

Коэффициент невидимых потерь для крейцкопфных компрессоров λ_ω’ определяли согласно /2, с. 94/

λ_ω’ =T₀/Т_к,

λ_ω’=274/308,5=0,88.

Коэффициент подачи компрессора λ определяли согласно /2, с. 94/

λ = λ_i · λ_{ω’ ,}

λ=0,86 · 0,88 = 0,76.

Теоретическую объемную подачу V_т, м³/с,определяли согласно /2, с. 94/

V_т= V_д / λ,

V_т=0,49 / 0,76 = 0,64 м³/с.

Удельную объемную холодопроизводительность в рабочих условиях q_V, кДж/ м³, определяли согласно /2, с. 94/

q_V=q₀ /V_1’,

q_V=1100/0,275=4000 кДж/ м³

3.1 Построение стандартного цикла в диаграмме i-lgp.

Таблица 2 - Параметры точек стандартного цикла холодильной установки.

Точки цикла	Температура t_,°С	Давление Р, мПа	Энтальпия i, кДж/кг	Удельный объём V,м³/кг	Энтропия S,кДж/кг·К
1	-15	0,24	1660	0,51	8,85
1’	-10	0,24	167,5	0,52	8,92
2	100	1,15	1895	0,15	8,92
3	30	1,15	565	0,00168	4,7
3’	25	1,15	540	0,00166	4,65
4	-15	0,24	540	0,075	4,75

Стандартную холодопроизводительность q_0ст, кДж/кг, определяли согласно /2, с. 94/

q_0ст=i₁-i₄,

q_0ст=1660-540=1120 кДж/кг

Объемную холодопроизводительность в стандартных условиях q_Vст, кДж/ м³, определяли согласно /2, с. 94/

q_Vст= q_0ст /V₁^’_ст

q_Vст=1120/0,51=2196 кДж/ м³

Стандартную холодопроизводительность определяли согласно /2, с. 94/

Действительную массу всасываемого пара в стандартных условиях m_Дст, кг/с, определяли согласно /2, с. 94/

m_Дст=Q_0ст/q_0ст,

m_Дст=2000/1120=1,78 кг/с.

Стандартный коэффициент подачи определяли согласно /2, с. 94/

Стандартный коэффициент невидимых потерь для крейцкопфных компрессоров λ_ω^’_ст определяли согласно /2, с. 94/

λ_ω^’_ст=Т₀/Т_к,

λ_ω^’_ст=258/303=0,85.

Коэффициент подачи компрессора в стандартных условиях λ_ст определяли согласно /2, с. 94/

λ_ст= λ_i _ст · λ_ω^’ _ст,

λ_ст=0,74·0,85=0,69.

Действительную объемную подачу в стандартных условиях определяли согласно /2, с. 94/

Теоретическую объемную подачу в стандартных условиях определяли согласно /2, с. 94/

Адиабатную мощность компрессора N_а, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

N_а= m_д· (i₂-i₁),

N_а= 1,78 · (1895 – 1675) = 391,6 кВт.

Индикаторный коэффициент полезного действия η_i определяли согласно /2, с. 94/

η_i=λ_ω’ + b · t₀,

где t₀– температура кипения холодильного агента, °С;

b – эмпирический коэффициент.

Эмпирический коэффициент b для хладоновых машин принимали согласно /2, с. 92/

b=0,002

η_i=0,85+ 0,002 · (-15) = -12,78.

Индикаторную мощность N_i, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

N_i = N_а/ η_i,

N_i=391,6/-12,78=-30,64 кВт.

Мощность трения N_тр, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

N_тр=V_т · P_тр

где - удельное давление.

Удельное давление трения для хладоновых машин принимали согласно /2, с. 91/

кПа

N_тр=2,33 · 50 =-2,91 кВт

Эффективную мощность N_е, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

N_е= N_i + N_{тр ,}

N_е=-30,64+(-2,91)=-33,55 кВт.

Мощность на валу электродвигателя N_дв, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

N_дв=(1,1÷1,12) · N_е / η_п,

где η_п – КПД передачи.

КПД передачи η_п принимали согласно /2, с.92/

η_п=0,96 0,99

N_дв=1,1 · (-33,55) / 0,96=-35 кВт.

Эффективную холодопроизводительность _е определяли согласно /2, с. 94/

е=Q₀/ N_е,

е=4012/-33,55 =-119,6.

Тепловую нагрузку на конденсатор Q_к, кВт, определяли согласно /2, с. 94/

Q_к= m_Д·(i₂ – i₃),

Q_к= 1,78 · (1895-565)=2407,3 кВт.

В ходе расчета подобрал 3 компрессоров марки АО 1200 П2. Расход воды на охлаждение 8,3 (24,9) м³/ч.

Таблица 3 - Характеристика компрессора

Марка

Холодопроизводительность, кВт

Объемная производительность, м³/ч

Количество цилиндров

Длина, мм

Ширина, мм

Высота, мм

Масса

агрегата, кг

АО 1200 П2

3450000

9525

5788

4180

1530

1200

4 РАСЧЕТ И ПОДБОР ОСНОВНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

4.1 Расчет конденсатора

Задачей расчета является определение площади теплопередающей поверхности аппарата, подбор стандартного аппарата и их количество на заданную производительность.

Исходные данные:

t_w1– начальная температура воды, °C 28,5

t_w2– конечная температура воды, °C 30,5

t_к – температура конденсации холодильного агента, °C 35,5

Коэффициент теплопередачи определяли, согласно /2, с. 102/

где α_х.а - коэффициент теплопередачи от холодильного агента к стенкам труб, Вт /(м ²∙К);

α_в - коэффициент теплопередачи от стенки трубы к воде, Вт /(м ²∙К);

d_в - диаметр труб со стороны воды, м;

d_х.а - диаметр труб со стороны холодильного агента, м;

∑δ/λ - термическое сопротивление стенки трубы и отложений.

Коэффициент теплопередачи от холодильного агента к стенкам труб α_х.а, Вт /(м ²∙К), принимали согласно /2, с.102/

α_х.а = 1200 ÷ 2300 Вт /(м ²∙К).

Коэффициент теплопередачи от стенки трубы к воде α_в, Вт/(м ²∙K), принимали согласно /2, с.102/

α_в = 3500 ÷ 7000 Вт/(м ² ∙ К).

Диаметр труб со стороны воды d_в, м, принимали согласно /1, с.103/

d_в= 0,02 м.

Диаметр труб со стороны холодильного агента d_х.а., м, принимали согласно /2, с.103/

d_х.а =0,025 м.

Термическое сопротивление стенки труб и отложений ∑δ/λ определяли согласно /2, с.102/

где δ_ст - толщина стенки трубы, м;

δ_вк - толщина водяного камня, м;

δ_м – толщина масляной пленки, м;

δ_к.р - толщина ржавчины, м;

λ_ст– коэффициент теплопроводности стенки трубы, Вт /м ²· К;

λ_м- коэффициент теплопроводности масляной пленки, Вт /м ²· К;

λ_вк- коэффициент теплопроводности водяного камня, Вт /м ²· К;

λ_рж- коэффициент теплопроводности ржавчины, Вт /м ²· К.

Толщину стенки трубы δ_ст, м, принимали согласно /2, с.103/

δ_ст= 0,00055 м

Толщину водяного камня δ_вк, м, принимали согласно /1, с.15/

δ_вк= 0,00005 м

Толщину масляной пленки δ_м, м, принимали согласно /1, с.15/

δ_м= 0,0001 м

Толщину ржавчины δ_рж, м, принимали согласно /1, с.15/

δ_рж= 0,0001 м

Коэффициент теплопроводности стенки трубы λ_ст, Вт /м ²· К, принимали согласно /1, с.15/

λ_ст= 45,4 Вт /м ²· К

Коэффициент теплопроводности водяного камня λ_вк, Вт /м ²· К, принимали согласно /1, с.15/

λ_вк= 0,14 Вт /м ²· К

Коэффициент теплопроводности масляной пленки λ_ст, Вт /м ²· К, принимали согласно /1, с.15/

λ_м= 0,15 Вт /м ²· К

Коэффициент теплопроводности ржавчины λ_рж, Вт /м ²· К, принимали согласно /1, с.15/

λ_рж= 1 Вт /м ²· К

Среднюю логарифмическую разность температур определяли, согласно /2, с. 102/

где t_w1– начальная температура воды, °C;

t_w2– конечная температура воды, °C;

t_к – температура конденсации холодильного агента, °C.

Теплопередающую поверхность F, м², определяли, согласно /2, с. 111/

где Q_к- тепловой поток на конденсатор, Вт.

Q_k = m · (L₂-L_3’)

Q_k = 1.81 · (1860-580) = 2316.8

Объемный расход воды на конденсатор определяли согласно

/2, с. 111/

где С_в - теплоемкость воды, кДж / кг · К;

ρ_в - плотность воды, кг/м ³.

Теплоемкость воды С_в, кДж / кг · К, принимали согласно /2, с.111/

С_в= 4,187 кДж / кг · К;

Плотность воды ρ_в, кг/м³, принимали согласно /2, с.111/

ρ_в = 1000 кг/м ³

По ходу расчета подобрал два конденсатор марки КТГ-300 согласно /2,с. 105/

Таблица 4 - Характеристика конденсатора

Марка

Поверхность, м ²

Диаметр

D, мм

Длина

L, мм

Число труб

КТГ-300

300

1200

6845

870

4.2 Расчет испарителя

Исходные данные:

t_р1- температура входящего в испаритель дифенила, °С 12

t_р2- температура выходящего из испарителя дифенила, °С 6

t_о - температура кипения холодильного агента в испарителе, °С 1

Q_о – холодопроизводительность компрессора, Вт 2000

Среднюю логарифмическую разность температур определяли согласно /2, с. 122/

где t_р1- температура входящего в испаритель дифенила, °С;

t_р2- температура выходящего из испарителя дифенила, °С;

t_о - температура кипения холодильного агента в испарителе, °С.

Площадь теплопередающей поверхности F, м², определяли, согласно /1, с.122/

где Q_о – холодопроизводительность компрессора, Вт;

k - коэффициент теплопередачи испарителя.

Коэффициент теплопередачи k, Вт / м ²· К, для хладоновых испарителей принимали согласно /2, с. 126/

k = 465 ÷ 525 Вт / м ² · К

В ходе расчета подобрал пять испаритель марки ИТГ-300 согласно /2, с.126/

Таблица 5 - Характеристика испарителя

Марка	Поверхность охлаждения, м²	Диаметр корпуса, мм	Длина, мм	Количество труб	Число ходов	Масса, кг
ИТГ-300	300	1200	3700	870	4	11150

5 РАСЧЕТ И ПОДБОР ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВА НИЯ

5.1 Расчет основных трубопроводов по ГОСТ 8732 – 78

Задачей расчета является определение диаметра основных трубопроводов и подбор трубопроводов

Исходные данные:

m – расход холодильного агента, м³/с 2,86

Внутренний диаметр трубопровода d, м, определяли согласно /2, с.163/

где m – расход холодильного агента, м³/с.

V – удельный объём холодильного агента, м³/кг.

w - скорость движения холодильного агента на участке, м/с.

Скорость движения холодильного агента на участке w, м/с, принимали согласно таблице 38 /2, с.164 /

В точке 1

В точке 1’

В точке 2

В точке 3

В точке 3’

В точке 4

По полученным данным подобрал трубопроводы по ГОСТ 10706-63, согласно /1, с. 164/. Все значения свел в таблицу 7.

Таблица 7 - Расчетные данные по трубопроводам

	1	1’	2	3	3’	4
m	1,81	1,81	1,81	1,81	1,81	1,81
V	0,275	0,272	0,121	0,001699	0,00169	0,35
D_н, мм	273	273	219	25	25	328
S, мм	16	16	14	1.98	1.92	16
F	0.8572	0.8572	0.6872	0.0785	0.0785	1.0299

5.2 Подбор маслоотделителя.

Исходные данные:

D - диаметр нагнетательного штуцера компрессора, мм 100

Маслоотделители подбирают по диаметру нагнетательного штуцера компрессора.

Согласно /2, с.148/ подобрал маслоотделитель марки 100М.

Таблица 8 - Характеристика маслоотделителя

Марка

Диаметр

корпуса S, мм

Диаметр

корпуса D, мм

Высота Н, мм

Масса, кг

2000MМ

700

2750

520

5.3 Подбор линейного ресивера.

Объем линейного ресивера определяли согласно /5, с. 128/

где V_исп- емкость испарительной системы, м³.

По ходу расчета подобрал один линейный ресивер марки 3,5РВ.

Таблица 9 - Характеристика линейного ресивера

Марка	Размеры, мм			Масса, кг
Марка	DхS	S	Н	Масса, кг
3,5РВ	1000x10	4890	950	1455

5.4 Подбор дренажного ресивера.

Объем дренажного ресивера определяли согласно /5, с. 129/

где V_исп- емкость испарительной системы, м³.

По ходу расчета подобрал два дренажных ресивера марки 3,5РД

Таблица 10 - Характеристика дренажного ресивера

Марка	Размеры, мм			Масса, кг
Марка	DxS	S	H	Масса, кг
3,5РД	1000x10	4825	950	1450

5.5 Подбор защитного ресивера.

Объем дренажного ресивера определяли согласно /5, с. 129/

где V_исп- емкость испарительной системы, м³.

По ходу расчета подобрал защитный ресивер марки РЦЗ 3-4

Таблица 11 - Характеристика дренажного ресивера

Марка

Толщина стенки,мм

РЦЗ 3-4

1220

4825

950