Расчет и подбор аммиачных батарей.
Тепловая нагрузка на камерное оборудование, равная сумме теплопритоков в камеру, определена ранее. Принимаем, что для всех камер охлаждение и замораживание осуществляется с помощью пристенных и потолочных батарей.
Расчет начинаем с пристенных батарей в камере №1, состоящих из 8 труб по высоте. 10 секций: 5 одноколлекторных СК - 16,9 (L = 2750 мм, H = 1280 мм) и 5 средних СС - 36,9 (L = 6000 мм, H = 1280 мм). Подача аммиака нижняя.
Общая площадь батарей, м 2 [9. ст. 93].
Fб = 2 • (5 • 16,9 + 5 • 36,9) = 538 м 2
Теплота отводимая пристенной батареей, Вт [9. ст. 93].
Qб.ст. = k • Fб • Dt (72)
Где k = 3,4 - коэффициент теплопередачи пристенной батареи из стальных оребренных труб, при температуре воздуха в камерах tв = -30 0C.
Dt = tв -t0 = -30 + 40 = 10 0C - температурный напор.
Qб.ст. = 3,4 • 538 • 10 = 18292 Вт
Остальные теплопритоки должны быть отведены потолочными батареями, общей площадью теплопередающей поверхности, м 2 [9. ст. 93].
Fб = Qб.пот./(k • Dt) (73)
Где k = 4,7 - коэффициент теплопередачи потолочной однорядной батареи из стальных оребренных труб, при температуре воздуха в камерах tв = -30 0C.
Fб = (38906 - 18292)./(4,7 • 10) = 439 м 2
В данных камерах можно разместить 10 потолочных батарей, каждая площадью 43,9 м 2. Составляем 20-трубную батарею из двухколлекторных секций С2К - 9,2 (L = 2000 мм, H = 640 мм).
Общая площадь теплопередающей поверхности потолочной батареи:
Fб = 5 • 9,2 = 46 м 2
Аналогично выбираем оборудование для других камер.
Подобранное оборудование для каждой из камер указано в Приложении 6.
7. Расчет и подбор вспомогательного холодильного оборудования
Промежуточные сосуды.
Марку промсосудов выбирают по диаметру парового трубопровода всасывающей стороны компрессора высокого давления с проверкой скорости движения паров аммиака в аппарате, которая не должна превышать 0,5 м/с .
Определим диаметр промежуточного сосуда из условия ограничения скорости в аппарате w?0,5 м/с и по диаметру аппарата подберем марку промежуточного сосуда. [10 ст.54]
DПС ? (4 • SVh/w•p) 0.5 (74)
w=0,5 м/с - скорость паров в сечении аппарата;
SVh = 0.0578 м 3/с - суммарная производительность компрессоров ступени высокого давления для т -ры кипения t0 = -40 0C ;
SVh = 0.01232 м 3/с - для т -ры кипения t0 = -30 0C ;
DПС1 = (4 • 0.0578 /0,5 •3,14) 0.5= 0,38 м.
DПС2 = (4 • 0.01232 /0,5 •3,14) 0.5= 0,18 м.
Для обеих температур кипения подбираем промежуточные сосуды марки 600СПА [6 ст.81 таб. II-4].
Маслоотделители.
Маслоотделители включают в схему холодильной установки на нагнетательной стороне компрессора. Выбираем инерционные маслоотделители так как они менее металлоемкие, просты в монтаже эксплуатации по сравнению с промывными маслоотделителыми.
Необходимую марку маслоотделителя выбираем по диаметру нагнетательного трубопровода с проверкой скорости паров аммиака в аппарате, которая не должна превышать 1 м/с.
В комплект компрессорных агрегатов входят собственные маслоотделители. Подбираем маслоотделитель перед конденсатором на общей нагнетательной линии.
Подбор маслоотделителя для компрессора П20
Определим диаметр маслоотделителя из условия ограничения скорости в аппарате w?1,0 м/с. [10 ст.54]
DМО ? (4 • SV/w•p) 0.5 (75)
w=1,0 м/с - скорость паров в сечении аппарата.;
SV = v4• GХА = 0,125 • 0,113 =0,014 м 3/с -
суммарный объемный расход в нагнетательной линии;
DМО = (4 • 0,014/1 • 3,14) 0.5= 0,134 м
Подбираем инерционный маслоотделитель марки 50М с D =257 мм.
Маслосборник.
Так как выпуск масла из аппаратов холодильной установки разрешается только через маслосборник [2], то подбираем маслосборник марки 150СМ [6. ст. 82 таб. II - 6].
Линейный ресивер
Линейный ресивер служит для компенсации различия в заполнении испарительного оборудования жидкостью при изменении тепловой нагрузки, высвобождает конденсатор от жидкости, омертвляющей теплообменную поверхность, а также содержит необходимый запас холодильного агента для восстановления утечек в системе холодильной установке. Кроме того, постоянно поддерживаемый уровень жидкого аммиака служит гидравлическим затвором, препятствующим в испарители пара высокого давления.
Для безнасосной системы охлаждения линейный ресивер подбирают по объему, который рассчитывается по уравнению [9. ст. 133].
VЛР = 0,6•Vв (76)
Где
Vв = м 3 - емкость испарительной системы.
VЛР = 0,6• 5,179 = 3,1074 м 3
Выбираем аммиачный горизонтальный ресивер марки 3,5РД вместимостью 3,41 м 3. [9 ст.133 таб. 14-12].
Дренажный ресивер
ДР подбирается по объему жидкого холодильного агента, сливаемого из наиболее аммиакоемкого аппарата, сосуда или блока.
Емкость дренажного ресивера рассчитывается по формуле:
VДР = V№1 /0,8 (77)
Где
V№1 = 0,85 м 3 - емкость по аммиаку самой крупной камеры.
0,8 - норма заполнения дренажного ресивера при сливе в него жидкого аммиака при оттаивании снеговой шубы (80% обьема).
VДР = 0,85 /0,8 = 1,0625 м 3
Подбираем аммиачный ресивер горизонтального типа марки 2,5РД (V = 1,5 м 3) [9. ст. 133 таб. 14 - 12].
Защитные ресиверы.
Защитные ресиверы вместе с отделителем жидкости, устанавливаемым на всасывающем трубопроводе между испарителем и компрессором, служат для защиты компрессоров от гидравлического удара.. Для проектируемой установки выберем вертикальные защитные ресиверы, совмещающие функции отделителя жидкости. При этом необходимо, чтобы они кроме требуемого геометрического объема имели диаметр, обеспечивающий проход пара в их верхней части, предназначенной для отделения жидкости, со скоростью не более 0,5 м/с.
Геометрический объём защитных ресиверов VЗР для каждой испарительной системы рассчитывается по формуле [12, ст.149]:
VЗР = Vб • K1 K2 K3 K4 K5 K6 , (78)
в которой:
Vв - геометрический внутренний объем охлаждающих батарей;
Коэффициенты, учитывающие :
K1 = 0,7 - степень заполнения охлаждающих батарей жидким холодильным агентом [12, ст.149];
K2 = 0,3 - частичное выбрасывание жидкого холодильного агента из охлаждающих батарей [12, ст.149];
K3 = 1,1 - заполнение труб и коллекторов жидкостью [12, ст.149];
K4 = 1,2 - остаточное заполнение ресивера после удаления жидкости через регулирующую станцию [12, ст.149];
K5 = 1,45 - допустимое заполнение ресиверов 12, ст.149];
K6 = 1,2 - запас емкости аппарата.
После подстановки коэффициентов в вышеприведенное уравнение, определяющее требуемый объем защитного ресивера:
VЗР = 0,5 • Vб (79)
Для температуры кипения t0 = -30 0C
VЗР = 0,5 • 0,22 = 0,11 м 3
Определим минимальный диаметр ресивера для обеспечения скорости пара w=0,5 м/с:
DЗР (4Vh / w ) 0,5= (4•0,0308 /0,5 •3,14) 0,5= 0,28 м. (80)
Выбираем ресиверы марки 1,5РДВ (V =1,4 м 3, D =800мм), которых устанавливаем два.. Для остальных температур кипения выбираем такие же ресиверы. [9. ст. 133 таб. 14 - 12].
8. Расчет системы оборотного водоснабжения, подбор водяных насосов
Производительность насосов, работающих на градирню, м 3/с [12 ст. 137 (XIV - 4)].
. (81)
Где
= тепловая нагрузка на конденсатор, приблизительно равная нагрузке на градирню;
= 4,174 - теплоемкость воды [10. ст. 16 таб. 54];
= 996 - плотность воды [10. ст. 16 таб. 54];
м 3/с
Подбираем два центробежных насоса марки К20/30а с подачей 5,8 л/с и напором H = 32 м каждый [9. ст. 158 таб. 16 - 7].
Градирня рассчитывается и подбирается по площади поперечного (фронтального) сечения с проверкой на удельную гидравлическую нагрузку, которая должна быть в пределах (1,5 -2,5) • 10-3 м 3/ (м 2 • с) [12 ст. 137].
Площадь поперечного сечения градирни, м 2 ) [12 ст. 137 (XIV - 5)].
(82)
Где
= 45 кВт/ м 2 - удельная тепловая нагрузка [12 ст. 137].
м 2
По значению подбираем две вентиляторные градирни марки ГВП -320 конструкции ВНИКТИхолодпрома [12 Приложение 19], имеющих площадь поперечного сечения, равную 6,5 м 2.
Рассчитываем удельную гидравлическую нагрузку м 3/ (м 2 • с) [12 ст. 137].
м 3/ (м 2 • с) (83)
Находим, что расчетное значение соответствует рекомендуемому диапазону.
9. Расчет трубопроводов
Аппараты и машины холодильной установки соединены между собой трубопроводами из стальных цельнотянутых труб по ГОСТ 8732.
Задача расчёта - определить диаметры трубопроводов для газообразного и жидкого аммиака.
Данные для расчёта:
Массовые расходы аммиака представлены в разделе 6.2.
В качестве примера выполнен расчёт всасывающего трубопровода на температуре кипения t0 = -30°C.
Длину трубопровода находим по чертежу. При расчете трубопровода, когда можно пренебречь падением в нем давления, внутренний диаметр трубы dвн для хладагента или др. вещества может быть определен по оптимальной скорости движения w этой среды, по трубе исходя из уровня неразрывности потока [1. ст.214], по которому максимальный объемный расход вещества, протекающего по трубе, V = • dвн2 • w/4, откуда
, (84)
где
V = 0,0308 м3/с - объемный расход аммиака на участке от защитного ресивера до компрессора ( см. участок №2 таб.7);
w - скорость аммиака на стороне всасывания, м/с;
Допускаемая скорость движения пара на всасывании w=10 -25 м/с [1. ст.215 табл.6.1].
м.
Принимаем = 0,050 м , тогда действительная скорость пара
м/с (85)
Расчет диаметра трубопровода уточняют по численному значению падения давления в трубопроводе из условия, чтобы оно не превышало допустимого. Последнее в определенных условиях является оптимальным, поскольку превышение допустимого падения давления вызывает излишний расход энергии, в то время как заниженное падение давления, достигаемое увеличением диаметра трубы или уменьшением скорости движения, приводит к излишнему расходу металла [1. ст.215].
Падение давления в трубопроводе ДP при движении в трубе газа складывается из потерь на трение по длине трубы, а также из потерь напора на местные сопротивления [1. ст.215].
ДP = ДP1 + ДP2 (86)
Падение давления, обусловленное трением в трубах [1. ст.215].
, (87)
Где
- коэффициент трения по длине трубы [1. ст.152].
Число Рейнольдса [1. ст.152].
(88)
Где
- кинематическая вязкость [10. ст.140 табл.34].
- плотность аммиака [10. ст.140 табл.34].
l = длина трубы.
Тогда
Следовательно
(89)
Падение давления на преодоление местного сопротивления, Па [1. ст.216].
(90)
Где
- сумма коэффициентов местного сопротивления для участка №2.
Тогда по формуле (86)
ДP = 2353 + 1471 = 3824 Па
Допустимому падению давления соответствует понижение температуры насыщения пара до 1К: t01= -30°С; P0=119400 Па;
t0= -31°С; P0=114629 Па.
Допустимое падение давления тогда: [ДP] = 4771 Па.
ДP < [ ДP]
Падение давления на 4693 Па соответствует изменению температуры насыщения на 0,68°С и снижению холодопроизводительности на 2,7%.
Все трубопроводы холодильной установки рассчитываются аналогично примеру.
рыбный холодильник влажностный конструкция
Список использованной литературы
1. Курылев Е. С., Оносовский В. В., Румянцев Ю. Д. Холодильные установки. - СПб.: Политехника, 1999.
2. Правила устройства и безопасной эксплуатации аммиачных холодильных установок. ПБ-09-220-98. - М., 1999.
3. Проектирование холодильников. / Крылов Ю. С., Пирог П. И. и др. - М.: Пищевая промышленность, 1972.
4. Проектирование холодильных сооружений. / Под ред. А. В. Быкова. - М.: Пищевая промышленность, 1978.
5. СНиП 2.11.02-87. Холодильники. - М.: Стройиздат, 1987.
6. Теплообменные аппараты, приборы автоматизации и испытания холодильных машин. / Под ред. А. В. Быкова. - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1984
7. Холодильные компрессоры. / Под ред. А. В. Быкова. - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982.
8. Холодильные машины. / Под ред. Л. С. Тимофеевского. - СПб.: Политехника, 1997.
9. Явнель Б. К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха - М.: Агропромиздат, 1989.
10. С. Н. Богданов, О. П. Иванов, А. В. Купрянова. Холодильная техника. Свойства веществ: Справочник. - М.: Агропромиздат, 1985. - 208 с.
11. Е. С. Курылев, Н. А. Герасимов. Примеры расчета и лабораторные работы по холодильным установкам. Л.: «Машиностроение». 1971 г. 256 стр.
12. Примеры расчетов по курсу холодильная техника. / Под ред. Н. Д. Маловой - М.: Агропромиздат, 1986 - 183с.
13. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин / Под общ. Ред. И. А. Сакуна. - Л.: Машиностроение, 1987 - 423с.