Выбор термодинамических циклов холодильной установки

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 5Следующая ⇒

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.

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

Таблица 2

Параметры узловых точек для t₀₂=-19°C

Таблица 3

Параметры узловых точек для t₀₃=-40°C

Подбор холодильного оборудования

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)

η_e1=0,77, при π= 4,12;

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;

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Тактические действия в защите

История Олимпийских игр

История развития права интеллектуальной собственности