Курсовая работа: Проектирование холодильника

Принимаем нагрузку на компрессоры с учетом потерь в трубопроводах 7% и коэффициента рабочего времени (В = 24/22):

Q0 - = 1,07 • 97484 • 24/22 = 113790 Вт = 114 кВт

Q0 + = 1,07 • 38148 • 24/22 = 44529 Вт = 45 кВт

Результаты расчета сведем в таблицу (см. Приложение 5)

Расчет теплопритоков скороморозильного аппарата

В скороморозильном аппарате замораживается ежедневно 20 т рыбы, поэтому выбираем два скороморозильных аппарата марки АСМП -2 - 15 (берегового исполнения) горизонтально - плиточных (без холодильной установки) для замораживания рыбы в блоках.

- Производительность - 10 т/сут.

- Количество плит в аппарате 15.

- Разовая загрузка продукта 1250 кг.

- Количество блок - форм в аппарате 168.

- Размеры блок - форм, мм: 484 255 60.

- Габаритные размеры, мм: 2800 1350 2340.

- Масса 2860 кг.

Тепло, которое необходимо отводить от продуктов:

Q2 = Gпост • Di • 10 6/(5•3600) = 10 • 266.5 • 10 6/(24•3600) = 2328 Вт

Теплоприток через ограждение:

Q1'= когр • F • (tн - tвн) (41)

Примем, что аппарат находится в помещение с tвн = +8 0С. Тогда когр = 0,465 Вт/(м2К).

Площадь ограждения: F = 2 • (2,8 • 1,35 + 2,8 • 2,34 + 1,35 • 2,34) = 27 м2

Тогда

Q1' = 0,465 • 27 • (8+20) = 352 Вт.

Принимаем нагрузку на компрессор:

Qкм = (2328 + 352)• 2 = 47260 Вт.

Принимаем нагрузку на компрессор с учетом потерь в трубопроводах 7% и коэффициента рабочего времени (В = 24/22):

Q0 - = 1,07 • 47260 • 24/22 = 55126 Вт = 55 кВт

5. Опредиление температурных режимов

В задании на проектирование указано, что необходима система непосредственного охлаждения с беснасосной подачей холодильного агента. В этом случае целесообразно выбрать систему непосредственного охлаждения с естественной циркуляцией воздуха в охлаждаемых помещениях, для чего в качестве камерных приборов охлаждения используются потолочные и пристенные батареи.

Для отвода теплоты конденсации в окружающую среду в настоящее время запрещено использование прямоточной системы водоснабжения холодильной установки. При этом находят применение оборотные системы водоснабжения и воздушное охлаждение конденсаторов. В данном районе строительства с его климатическими условиями (tрасч = 34 0С) использование воздушных конденсаторов будет затруднительным, а применение водяных конденсаторов выглядит вполне перспективно.

5.1 Определение температур кипения холодильного агента

В холодильных установках с непосредственным охлаждением камер, температуру кипения холодильного агента принимают на 5 ч 10 0С ниже температуры воздуха в камерах [ 9. ст. 71].

t0 = tв + (5 ч 10) 0С (42)

Где

tв - температура воздуха в камере.

Тогда для температурных отсеков с tв = 0 0С, t0 = -10 0С.

Для температурных отсеков с tв = -30 0С, t0 = -40 0С.

5.2 Определения температуры конденсации

Выбираем способ отвода тепла конденсации водяной, при помощи оборотного водоснабжения. В качестве охладителя воды применяется вентиляторная градирня.

Температура конденсации при оборотном водоснабжении [ 9. ст. 71]:

tk = tw2 + (2 ч 4) 0С = tw1 + Dtw + (2 ч 4) 0С (43)

Где

tw1 = tМТ + Dtw (3 ч 6) 0С = 21,4 +6 = 27,4 0С - температура входящей воды в конденсатор. [ 9. ст. 71].

(tМТ = 21,4 0С - температура по мокрому термометру для города Волгоград при tн = 34 0С и = 40 % по диаграмме I - d); Dtw = 5 0С - нагрев воды в конденсаторе принимают в зависимости от типа конденсатора [ 9. ст. 71].

tk = 27,4 + 5 + 2 = 34,4 0С.

Температурный напор в конденсаторе [ 9. ст. 88]:

(44)

0С. (45)

5.3 Выбор типа холодильной машины

При температуре конденсации tk = 34,4 0C давление конденсации аммиака будет равным Pk =1,33 МПа, а при температурах кипения t0 = -10 0C , t0 = -30 0C , t0 = -40 0C давления кипения будут соответственно равны P0 = 0,29 МПа, P0=0,12 МПа, P0 = 0,072 МПа.

Степени сжатия компрессоров, работающих на разные температуры кипения, будут следующие:

1,33/0,29 =4,6; 1,33/0,12 = 11,1 1,33/0,072 = 18,5

Исходя из этого, получается, что холодильная машина с t0 = -10 0C может работать по одноступенчатому циклу, а холодильные машины с двумя другими температурами кипения - только по двухступенчатому для обеспечения эффективного коэффициента подачи компрессоров.

Для двухступенчатых машин используем цикл с промежуточным охлаждением в промсосуде и переохлаждением жидкости перед дросселированием в змеевике промсосуда..

6. Тепловой расчет холодильной машины. Подбор компрессоров

6.1 Расчет одноступенчатой машины, работающей на температуру кипения t0 = -10 0С

Исходные данные:

Q0 = 45 кВт; t0 = -10 0C; tк = 34,4 0C

Перегрев пара на всасывании Dtвс = 5 0

Рис. 6.1 Табл. 6.1. Параметры точек цикла

Удельная массовая холодопроизводительность [13. ст.9]:

q0=i1'-i5= 1450 -358 = 1092кДж/кг (46)

Удельная работа сжатия в компрессоре [13. ст.9]:

lт=i2-i1= 1688 -1460 =228кДж/кг (47)

Удельная тепловая нагрузка на конденсатор [13. ст.9]:

qк=i2-i4= 1688 -358 = 1330 кДж/кг (48)

Требуемый массовый расход хладагента [13. ст.9]:

Мт=Q0/q0= 45/1092 =0,041кг/с (49

Требуемая объемная теоретическая производительность компрессора

[13. ст.106]:

Vт= Мт•V1/л =0,041 • 0,421/0,76 =0,0227 м3/с (50)

где л=0,76 выбираем по рис. 11.2 [13. ст.106 рис.2.2] при р=4,6

По значению Vт подбираем 2 компрессора П20 с объёмной теоретической холодопроизводительностью Vh=0,0154 м3/с. Частота вращения вала 24 -1с, число цилиндров 4, холодопроизводительность 28,4 кВт, расположение цилиндров V - образное [7. ст.54 таб. 1-10]. Значит Vкм=0,0308 м3/с.

Действительный массовый расход [13. ст.106]:

Мкм =л • Vкм/V1 = 0,76 • 0,0308/0,421 = 0,06 кг/с (51)

Действительная холодопроизводительность компрессора [13. ст.107]:

Q.0д =Мкм• q0 = 0,06 • 1092 = 65,5 кВт (52)

Мощность привода компрессора [13. ст.107]:

Nт =Мкм• lт = 0,06 • 228 = 13,7 кВт (53)

Индикаторная мощность компрессора [13. ст.108]:

Ni = Nт/зi = 13,7/0,82 = 16,7 кВт (54)

где зi=0,82 [13. ст.106 рис.2.3] при р=4,6

Тепловая нагрузка на конденсатор в теоретическом цикле [13. ст.9]:

Qк= Мкм• qк = 0,06 • 1330 = 79,8 кВт (55)

Холодильный коэффициент цикла [13. ст.9]:

e = q0/ lт = 1092/228 = 4,8 (56)

6.2 Расчет двухступенчатой машины. Расчёт двухступенчатой машины, работающей на температуру кипения t0=-30°C

Данные для расчёта:

Q0=55 кВт;

Температура конденсации: tк=34.4°C;

Температура кипения: t0=-30°C;

На диаграмме i-lg P строим цикл двухступенчатой машины со змеевиковым промежуточным сосудом. Температуру переохлаждения жидкого аммиака после змеевика промсосуда принимаем на 5°С выше промежуточной температуры (точка процесса 7).

МПа (57)

Рис. 6.2 Табл. 6.2

Холодопроизводительность 1 кг холодильного агента [13. ст.20]:

q0= i1' -i8 =1443- 212 =1231 кДж/кг

Масса пара поступившего в ступень низкого давления [13. ст.20]:

G1 =Q0 /q0 =55/1231 = 0,044 кг/с (58)

Масса пара поступившего в ступень высокого давления [13. ст.20]:

( из уравнения теплового баланса промсосуда ):

G2 =G1 • (i2 -i7)/(i3 -i5) = 0,044 • (1613-212)/(1472-360) = 0.053 кг/с (59)

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени низкого давления [13. ст.106]:

V 1=G1V1 /л = 0,044 • 1,05/0,8 = 0,0578 м3/с (60)

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени высокого давления [13. ст.106]:

V 2=G2 •V3 /л = 0,053 • 0,317/0,8 = 0,021 м3/с (61)

Коэффициент подачи определяем по графику в зависимости от степени сжатия и типа компрессора [13, ст.106 рис.2.2]:

р=Pт/P0= 0,399/0,12 =3,3; при р=3,3 л =0,8

Для работы на ступень низкого давления подбираем два одноступенчатых компрессора П40 с Vh=0,0289 м3/с ( ?Vh=0,0578 м3/с).

Для работы на ступень высокого давления подбираем два одноступенчатых компрессора П14 с Vh=0,0111 м3/с ( ?Vh=0,0222 м3/с) [9. ст.54 таб.1-10].

Действительный массовый расход

а) ступени низкого давления:

Gкм1=л • Vкм/V1 =0,8 • 0,0578/1,05 = 0,044 кг/с (62)

b) ступени высокого давления:

Gкм2=л • Vкм/V3 =0,8 • 0,0222/0,317 = 0,056 кг/с (63)

Действительная холодопроизводительность компрессора ступени низкого давления:

Q.01=Gкм1• q0=0,044 • 1231 =54,2 кВт (64)

Теоретическая мощность сжатия:

а) ступени низкого давления:

N1 = Gкм1 • (i2 - i1) = 0,044 • (1613 -1443) = 7,5 кВт (65)

b) ступени высокого давления:

N2=Gкм2• (i4 - i3) =0,056 • (1646 -1472) = 9,7 кВт (66)

Индикаторная мощность сжатия:

а) ступени низкого давления:

Ni1 = N1/зi = 7,5/0,81 = 9,3 кВт (67)

где зi =0,81 -индикаторный кпд [9].

b) ступени высокого давления:

Ni2 = N2/зi = 9,7/0,81 = 12 кВт (68)

Тепловая нагрузка на конденсатор:

Qк = Gкм2 • (i4-i5) = 0.056 • (1646-360) = 72 кВт (69)

Расчёт двухступенчатой машины, работающей на температуру кипения t0=-40°C.

Данные для расчёта:

Q0= 104 кВт;

Температура и давление конденсации: tк=34,4 °C;

Температура и давление кипения: t0=-40°C;

Мпа

Рис. 6.3

Табл. 6.3

Удельная холодопроизводительность [13. ст.20]:

q0= i1' -i8 =1430 - 186 =1244 кДж/кг

Масса пара поступившего в ступень низкого давления [13. ст.20]:

G1 =Q0 /q0 =104/1244 = 0,0836 кг/с

Масса пара поступившего в ступень высокого давления

( из уравнения теплового баланса промсосуда ) [13. ст.20]:

G2 =G1 • (i2 - i7)/(i3 - i5) = 0,0836 • (1635-186)/(1465-360) = 0,11 кг/с

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени низкого давления [13. ст.106]:

V 1=G1V1 /л = 0,0836 • 1,605/0,77 = 0,173 м3/с

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора ступени высокого давления:

V 2=G2 •V3 /л = 0,11 • 0,395/0,77 = 0,056 м3/с

р=Pт/P0= 0,31/0,072 =4,3; при р=3,2 л =0,77 [13, ст.106 рис.2.2]

Для работы на ступень низкого давления подбираем четыре одноступенчатых компрессора П60 с Vh=0,0433 м3/с ( ?Vh=0,173 м3/с). Для работы на ступень высокого давления подбираем два одноступенчатых компрессора П40 с Vh=0,0289 м3/с ( ?Vh=0,0578 м3/с) [9. ст.54 таб.1-10].

Действительный массовый расход

а) ступени низкого давления:

Gкм1=л • Vкм/V1 =0,77 • 0,173/1,605 = 0,083 кг/с

b) ступени высокого давления:

Gкм2=л • Vкм/V3 =0,77 • 0,0578/0,395 = 0,113 кг/с

Действительная холодопроизводительность компрессора ступени низкого давления:

Q.01=Gкм1• q0=0,083 • 1244 =103 кВт

Теоретическая мощность сжатия:

а) ступени низкого давления:

N1 = Gкм1 • (i2 - i1) = 0,083 • (1635 -1430) = 17 кВт

b) ступени высокого давления:

N2=Gкм2• (i4 - i3) =0,113 • (1677 -1465) = 24 кВт

Индикаторная мощность сжатия:

а) ступени низкого давления:

Ni1 = N1/зi = 17/0,83 = 20,5 кВт

где зi =0,83 -индикаторный кпд [13 ст. 106 рис.2.3].

b) ступени высокого давления:

Ni2 = N2/зi = 24/0,83 = 29 кВт

Тепловая нагрузка на конденсатор:

Qк = G2 • (i4 - i5) = 0.113 • (1677 - 360) = 149 кВт

6.3 Расчет и подбор теплообменных аппаратов и камерного оборудования

Расчет и подбор конденсаторов.

Конденсаторы рассчитываются по суммарной репловой нагрузке, определенной при расчете компрессоров.

Исходные данные для расчета:

QK = 149 +80 + 72 = 301 кВт;

tK = 34,4 0C

Расчет необходимой площади поверхности для отвода тепла конденсации ведется по формуле [9. ст. 85 (11.26)]:

QK = k • F • Dt (70)

Где k = 760 - коэффициент теплопередачи аммиачного вертикального кожухотрубного конденсатора [9. ст. 87 таб.11.5].

Dt = =4 0C - температурный напор в конденсаторе.

Тогда площадь теплообменной поверхности

FКд = QK/(k • ) = • 1000/760 • 4 = 99 м 2. (71)

По необходимой площади теплообменной поверхности выбираем 2 конденсатора марки 50КВ каждый наружной площадью 50 м 2.

Расчет и подбор камерного оборудования