3.7 Визначення навантаження на компресор та обладнання камер

Камерні прибори охолодження відповідно за своїм призначенням знімають 100% теплового навантаження від усіх видів тепло припливів.

Таблиця 3.20- Розрахунок теплового навантаження на компресор та обладнання камер Сводна таблиця теплопритоків.

№ камери	О О об	1 О км	О 0 об	2 О км	О О об	3 О км	О О об	4 - О км	О О об	5 0 км	О об	О км
1=-10С
Кам. 1	1,893	1,893	4,7	4,7	0	0	3,41	2,558	0	0	10,003	9,15
Кам.2	1,625	1,625	4,7	4,7	0	0	3,41	2,558	0	0	9,735	8,883
												18,033
1=-28 С
Кам.З	2,488	2,488	2,14	2,14	0	0	3,26	2,445	0	0	7,888	7,073
Кам.4	2,575	2,575	2,14	2,14	0	0	3,26	2,445	0	0	7,975	7,16

14,233

Холодопродуктивність компресорів С^о, кВт, розраховуємо за формулою:

д_о=ЬОК (3.2І)

ь

де к - коефіцієнт, що враховує втрати в трубопроводах, апаратах холодильної установки;

С>к - сумарне навантаження на компресори для даної температури кипіння, прийнята по зведеній таблиці теплоприпливів, кВт Ь- коефіцієнт робочого часу

а

18,033-1,05

0,9

= 21,04 кВт

Гп = -10 °С

а

14,233-1,65 0,9 ~

16,84кВт

їп = -28 °С3.8 Розрахунок температурних режимів роботи холодильної установки

Робочий режим холодильної установки характеризується температурами кипіння, конденсації, переохолодження, всмоктування.

Значення цих параметрів вибираю з урахуванням того, що проектована установка - хладонова.

Температура кипіння

и - ( 10 -15 ) °С (3.22)

1_0І = 2-12- -10 °С ї_о2 = -18-10- -28 °С

Температура води, яка надходить до конденсатору

І», = V, +'(2- 5) °С (3.23)

І,, = 23,5 + 4,5 = 28 °С

Температура води, що виходить із конденсатору

1,2 = І „+ ( 2 - 5 ) °С (3.24) С₂= 28 + 4 =32 °С

Температура конденсації

Ік= 1,2+ (3-5 ) °С (3.25) и 32 + 3 - 35 °С

Температура усмоктування

(„= І, +( 15-20 ) °С (3.26)

Градирню обираємо за площиною поперечного перетину

Тп = Ор

Чь (3.45

де - теплове навантаження на систему зворотного водопостачання, кВт;

С[р - питоме теплове навантаження на їм² поперечного перетину наса системі зворотного водопостачання, кВт / м² .

Бп = ⁴⁶>² _, і г м²

“40

За площиною поперечного перетину підбираємо одну градирню ГПВ - 80 Таблиця 3.32 -Характеристика градирні

Марка	ГПВ - 80
Теплова продуктивність кВт	93
Площа поперечного перетину м2	1,88
Об’ємна витрата води л/с	4,4
Параметри осьового вентилятору:
Діаметр крильчатки, мм	1000
Частота оберту, 1/с	15,8
Габаритні розміри мм
Основа	1710x1580
Висота	2200
7 7 з Місткість резервуару, м	0,57
Витрата свіжої води, л/с	0,044
Витрата повітря, м3/с	4,52

2,42x10³ 250-28,5

- 0,34л<²

Підбираємо для фреонової машини теплообмінник марки Т ПапЕ^в НЕ 2.0

Ота. = т ■ (й₃ - А₃, )= т • (й_]| - А,) Тепловая нагрузка на теплообменник, кВт

2,22x10³ 250-45

0,197л*²

Ј - 18 = 0,111 * (240 - 220 ) = 0,111 * (405 - 385 )= 2,22 кВт Підбираємо для фреонової машини теплообмінник марки Бапґозз НЕ 2.0

Таблиця 3.31 - Технічна характеристика теплообмінників

Показники	'НЕ 2.0
Площа зовнішньої поверхні, м	0,15
Діаметр патрубків, мм
Рідина	10
Пар	25
Габаритні розміри, мм
Довжина	590
Ширина	125
Висота	700
Вага, кг	7

и - -

0.6 * V,

“^р 0.5

ШУ * і т _ і 44 * т/

^Г «І,

Лінійний ресивер

Д^е V_Blin - місткість випарної системи, м³

1,44 - коефіцієнт, враховуючий норму заповнення лінійного ресиверу прі ніжній подачі х/а

V = ЕТ,

неп (i/o

для режима to=-10 °С

Улр= 1,44*0,016 = 0,023 м³

_{в #} т

Підбираємо лінійний ресивер місткістю 0,2 м

для режима to=-28 °С

У_лр = 1,44*0,016 = 0,023 м³ Підбираємо лінійний ресивер місткістю 0,2 м³

Теплообмінники

Теплообмінники підбираються за площею теплообмінної поверхні змійовика

От.а

~ кв

Теплова нагрузка на теплообмінник, кВт

Qm. = т ■ (А, - h_sd=m ■ {h, - Л, )

Розрахунок і добір повітроохолоджувачів :

р ₌ Ооб

к М (3.44)

де С)об-сумарне навантаження на камерне устаткування визначена тепловим розрахунком, кВт;

к - коефіцієнт теплопередачі приладу охолодження Вт/ м²К ;

0 - розрахункова різниця температур між повітрям та холодоагентом ,°С

Таблиця 3.29 - Розрахунок і добір повітроохолоджувачів

№	Q об	t0	в	k	Ftp	Марка	п р	ПД	F в/о	I F в/о	Ve/C	I vB/0
камери	Вт	С	С	Вт/м2К	м2		шт	шт	м2	м2	м3	м3
1	10003	-10	12	15,2	54,84	GLE253B4	0,99	2	55,2	110,4	0,004	0,008
2	9735	-10	12	15,2	53,37	GLE253B4	0,97	1	55,2	55,2	0,004	0,004
3	7888	-28	13	14	43,34	GLE401B 4	0,99	1	-43,8	43,8	0,004	0,004
4	7975	-28	13	14	43,82	GLE401B 4	1,00	2	43,8	87,6	0,004	0,008
												0,024

Підбираємо повітроохолоджувач марки Alfa laval GLE 401В 4 Таблиця 3.30 - Характеристика повітроохолоджувачів

Alfa laval GLE 401В 4	Показники
Площа теплопередаючої поверхні, м	43.8
Міжребрена відстань, мм	4
Кількість вентиляторів, шт	1
Потужність електродвигуна, Вт	0.19

Марка	К 283Н	К 373Н
Площа внутрішньої тепло передаючої поверхні, м2	10,2	11,3
Габаритні розміри:
Довжина, мм	863	1113
Висота, мм	257	257
Діаметр кожуха, мм	159	159
Кількість холодильного агенту, дмЗ	11,3	14,5
Вага, кг	26	35

Таблиця 3. 28 - Технічна характеристика насосів

Центробіжний	Подача	Повний		Потужність
		напір	КПД	електродвигу
насос	л/с			на, кВт
		м
РЕШОІХО КЖМ 10М	3,7	19,0	61 ' • а	1,3

Теплове навантаження - 22 кВт

Визначаємо середню логарифмічну різницю температур в апараті, С

32-28

К-І.

2,318

/ —

к «2

2,31_Є

35-28

35-32

= 4.7 С

Температура води, що надходить до конденсатору 1:_в1= 28 °С Температура води, яка виходить із конденсатору 1:_В2= 32 °С Температура конденсації холодильного агенту ї_к= 35 °С

2

Потрібна площа теплопередавальної поверхні конденсаторів (м )

і^ = = 6,68м²

0,7 *4,7

• 2 •

За розрахунковою площиною теплопередавальної поверхні Т= 6,68 м підбираєм« один конденсатора марки К 37 ЗН.

і/ Витрата охолоджуючої води, що надходить на КД з водяним охолодженням

Св*рв*(1в2-1в1)

= ^ (3.43)

де (^к - сумарний тепловий потік у КД від усіх груп компресорів, кВт Св - питома теплоємність води, Св =4,19 кДж/кг К рв - густота води, рв = 1000 кг/м їв₂ - ЇВ]-підігрів води в КД, °С

Ув= = 0,00275 М³/с = 2,75 л/с

4,19*1000*4

Приймаємо до установки один водяний насос РЕІЖОІХО ЛСІШ І ОМ с подачею 3,7 л/с, плюс один резервний.

режим t =	Яо кДж/кг	Qo кВт	Мт кг/с	Уд м/с	Vt м/с	-2-	Марка KM	КОЛ шт.	YVkm м/с	2Мм	ÏQm	N т кВт	Ni кВт	Ne кВт	N эл кВт	Q кд кВт
-10	165	21,0	0,127	0,015	0,020	0,72	GEA Bock	1	0,020	0,121	20,0	2,42	3,23	3,80	4,36	24,2
							F5

Для tn = -10 °С

По Vt = 0,020 м³/с підбираємо компресор марки GEA Bock F5 - 1шт

Таблиця 3.25- Визначення параметрив вузкових точок цикла

режим t =	Яо кДж/кг	Qo кВт	Мт кг/с	Уд м/с	Ут м/с	-Я_	Марка км-	КОЛ шт.	ТУкм м/с	LMcw	YQkm	N т кВт	N і кВт	N е кВт	N эл кВт	Q кд кВт
-28	185	16,8	0,091	0,020	0,034	0,61	ЗЕА Bocl	1	0,042	0,111	20,6	3,90	5,20	6,12	7,03	22,0
							F16

Для ь = -28 °С

По \Т = 0,034 м7с підбираємо компресор марки ОЕА Воск П6 - 1шт

•р. _

' • >

Таблиця 3.26 - Технічна характеристика компресорів

Показники	GEA Bock F5	GEA Bock Fl6
Теоретична об’ємна продуктивність	88,40	214,10
КМ м3/с
Частота обертання, с'1	1800	1800
Габаритні розміри, мм
довжина	470	580
ширина	355	515
висота	465	535
вага, кг	85	175

Теплове навантаження - 24,2 кВт

Температура води, що надходить до конденсатору ї_в,= 28 °С Температура води, яка виходить із конденсатору ї_в2= 3,2 °С Температура конденсації холодильного агенту ї_к= 35 °С

(3.41 )

Визначаємо середню логарифмічну різницю температур в апараті, °С

Де 1:_ві, ї_в2 - температура води на вході та виході із КД,° С

У - температура конденсації холодоагенту, °С

_# ^ 2 Потрібна площа теплопередавальної поверхні конденсаторів (м )

(3.42)

к*в

р _Окд_

Д^е С>кд -дійснийтепловийпотік до КД , кВт к - загальнийкоєфіціенттеплопередачі, кВт/м²К і 0 - середнійтемпературнийнапор ,°С

'у _в

За розрахунковою площиною теплопередавальної поверхні Р= 7,35 м" підбираємо один конденсатора марки К 28 ЗН.

КПідбираємо компресор

ІМ,

А* ІV...

Сумарна холодопродуктивність

^=ім*_Чо

Визначаємо дійсну (адіабатну) потужність компресору

Визначаємо індикаторну потужність

N.

^21

П,

Визначаємо ефективну потужність на валу компресора

N.. =

П,,_ех

(3.34)

(3.35 )

(3.36)

(3.37)

(3.38)

Визначаємо електричну потужність

N

7»

Визначаємо тепловий потік (в кВт) до конденсатору :

Q = & + *,-

Дійсна масова витрата х/а компресоруПитома масова холодопродуктивність холодильного агенту:

Чо = V - 'ч (3.27)

Масова витрата пару

Чо
де (^о - навантаження на компресор з обліком витрат, кВт
Дійсна об'ємна подача, м3/с
Уд =		М,про,
де О] - питомий обсяг усмоктуваного пару, м /кг
Коефіцієнт подачі компресору:
Л.—Л-іЛ-озі
Л==р„-Др„ с		( Рк + ЬРп Ро ~ АР«С )
Ро		{ Ро Ро )
- То/Тк

Теоретична об'ємна подача, м³/с

№ точки	Температура, °С	Тиск, Мпа	Ентальпія, кДж/ кг	Питомий об’єм, м3/кг
ґ7	-10	0,196	385
і'	-5	0,196	395
1	+10	0,196	415	0,119
2	60	0,895	435
3;	35	0,895	240
3	16	0,895	220
4	-10	0,196	220

Таблиця 3.23 - Визначення параметрив вузкових точок цикла

№ точки	Температура, °С	Тиск, Мпа	Ентальпія, кДж/ кг	Питомий об’єм, м3/кг
\"	-28	0,116	368
	-20	0,1,16	385
1	-8	0,116	405	0,23
2	70	0,895	.440
3;	35	0,895	240 '
3	27	0,895	220
4	-28	0,116	220	' +

3.9 Побудова циклу холодильної машини, визначення параметрі вузлових точок

Таблиця 3.21 - Вибір схеми

Режим	Ро МПа	Рк МПа	Рк Ро	Вибір схеми
и О О і—н 1 II 4->	0,196	0,895	4,56	одноступеневе стиснення
і =- 28 °С	0,116	0,895	7,7	одноступеневе стиснення

Зображення циклу одноступеневого стиснення у діаграмі і - Ьц р

Рис.2 - цикл хладонової холодильної машини з РТО

^ = -10 + 20 = 10 °С І_вс2 = -28 + 20 = -8 °С

Температура переохолодження холодоагенту визначається із рівняння теплового балансу РТО

Іо, = -10 °С

і з - - (і, - і, ) = 240 - (415 - 395) = 220

кг

Х_о2= -28 °С .

і з = /₃, - (/, - І_х,) = 240 - (405 - 385) = 220^-