Створення холодильної установки для промисловості

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

• ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ
• ЗАВДАННЯ ДО РОЗРАХУНКУ
• ПОЧАТКОВІ ДАНІ
• 1. ОБГРУНТУВАННЯ ВИБОРУ ТИПУ ХОЛОДИЛЬНОІ УСТАНОВКИ
• 2. СХЕМА ХОЛОДИЛЬНОІ УСТАНОВКИ
• 3. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК УСТАНОВКИ
• 3.1 ПОБУДОВА ТЕРМОДІЧНОГО ЦИКЛУ УСТАНОВКИ
• 3.2 РОЗРАХУНОК ЕНЕРГЕТИЧНИХ ПАРАМЕТРІВ ЕЛЕМЕНТІВ УСТАНОВКИ
• 3.3 РОЗРАХУНОК ЕНЕРГЕТИЧНОГО ККД
• 4. ЕКСЕРГЕТИЧНИЙ АНАЛІЗ УСТАНОВКИ
• 4.1 РОЗРАХУНОК ЕКСЕРГІІ РОБОЧОГО АГЕНТА І ВИЗНАЧЕННЯ ПИТОМИХ ВИТРАТ ЕКСЕРГІІ
• 5. ДОБІР ХОЛОДИЛЬНОГО УСТАТКУВАННЯ
• 5.1ДОБІР ХОЛОДИЛЬНОГО КОМПРЕСОРА
• 5.2 ДОБІР ВИПАРНИКА
• 5.3 РОЗРАХУНОК І ДОБІР КОНДЕНСАТОРА
• 5.4 ПІДБІР ДОПОМІЖНОГО ОБЛАДНАННЯ
• 5.5 ВИСНОВКИ ТА РЕКОМЕНДАЦІІ ЩОДО ЗНИЖЕННЯ ВТРАТ НА НЕЗВОРОТНІСТЬ В ЕЛЕМЕНТАХ УСТАНОВКИ
• СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
• ДОДАТКИ
• холодильний компресор установка ексергія
• ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ
• Застосування холоду в хімічній промисловості диктується необхідністю підтримувати оптимальні умови протікання екзотермічних реакцій, конденсування газів, кристалізації розчинів, газоочищення, сублімаційній сушки і т.п.
• Штучний холод, отриманий за допомогою холодильних пристроїв, дозволяє забезпечити заданий рівень виходу готових продуктів, незалежно кліматичних умов.
• Створення холодильної установки для задоволення потреб хімічної технології повинно базуватися на виборі оптимальної схеми установки, підборі холодоагенту з обліком даної холодопродуктивності та температури тепловіддавача. Холодильна установка повинна забезпечувати задану холодопродуктивність та рівень температури в виконавчому органі при мінімальних капітальних експлуатаційних витратах. Тому розрахунок установки повинен вміщувати раціональний вибір загальної схеми установки, строгі термодинамічні розрахунки продуктивності окремих елементів, облік втрат, прийняття заходів по їх зменшенню та виявлення ймовірних вторинних терморесурсів та їх утилізацію. Тільки після проведення ексергетичного аналізу здійснюється вибір елементів установки, які найбільш сприяють даним умовам.
• ПОЧАТКОВІ ДАНІ
• Холодопродуктивність установки Q₀=67 кВт
• Холодоагент - фреон- 12
• Таблиця 1

Температура ропи в випарнику	Температура води в конденсаторі	Температура артезіанської води ta1,°С	Дебіт артезіанської води Ga,кг/с
вхід tн1,°С	вихід tн2,°С	вхід tв1,°С	Вихід tв2,°С
-14	-24	19	29	11	1.6

• 1. ОБГРУНТУВАННЯ ВИБОРУ ТИПУ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ
• Холодильні установки по виду холодоагенту поділяються на дві основні групи:
• 1. Газові ( зокрема, повітряні) холодильні установки, в яких холодоагент знаходиться в стані, далекому від лінії насичення;
• 2. Парові холодильні установки, в яких в якості холодоагентів використовуються пари різних речовин.
• Парові холодильні установки діляться на: парокомпресійні, пароежекторні і абсорбційні.
• Окрему групу складають термоелектричні холодильні установки, принцип дії яких ґрунтується на використанні ефекту Пєльтьє, а також установки, що ґрунтуються на ефекті Етінгсхаузена. У холодильних установках цього типу холодоагент відсутній. Холодильні установки, що працюють при температурах нижче 120 К називають криогенними.
• Виробництво штучного холоду значним ступенем визначається необхідною температурою охолоджування. Умовно розглядають: - - помірне охолоджування(діапазон температур від кімнатних до 100°С);
• - глибоке охолодження(до температури нижче-100°С).
• Для газових холодильних установок розрахунки показують низькі величини відносного холодильного коефіцієнта. Відносний холодильний коефіцієнт-це відношення холодильного коефіцієнта даного циклу до холодильного коефіцієнта зворотного циклу Карно. Крім того, унаслідок малої теплоємності повітря, теплота теж мала. Тому необхідний великий об'єм циркулюючого повітря і установка виходить громіздкою. Однак використання повітря як холодоагенту перспективне в установках з турбокомпресорами і турбодетандерами.
• У хімічній технології часто використовують охолоджену воду з температурою 276 - 283 К, яку можна одержати або в паро ежекторній або в абсорбційній холодильній установці. Ці установки дозволяють економити паливно-енергетичні ресурси, оскільки вони можуть використовувати вторинні енергоресурси.
• Для отримання температур нижче 273 К використовуються парокомпресійні холодильні установки.
• Парокомпресійна холодильна установка має значно більший коефіцієнт, ніж повітряна холодильна установка, також і холодопродуктивність. Тому є більш термодинамічно досконалою при невеликому температурному перепаді.
• Як холодоагент в парокомпресійних холодильних установках використовують частіше всього аміак або фреон.
• Фреон найбільш розповсюджені в сучасних компресних холодильних установках. Вони хімічно стійкі, не токсичні, не взаємодіють з конструкційними металами.
• 2. СХЕМА ПАРОКОМПРЕСІЙНОЇ ХОЛОДИЛЬНОЇ УСТАНОВКИ
• У відповідності з другим початком термодинаміки в основу холодильної установки покладено зворотній цикл, що здійснюється робочим тілом (холодоагентом) за рахунок роботи зовнішніх сил.

Схема холодильної установки дана на рис.1. На схемі відзначені характерні точки, що відповідають визначеним станам холодоагенту.

Силовим елементом установки є компресор І, який приводиться до руху за допомогою електродвигуна VIІІ. Холодоагент у вигляді сухої насиченої пари (т.1) стискується в компресорі від тиску Ро до Рк, при цьому температура підвищується з То до Тр і переходить у стан перегрітої пари (т.2).

У конденсаторі II перегріта пара охолоджується водою до температури конденсування Тк, що відповідає тиску Рк (т.2") і потім переходить у рідкий стан (т.3) при цій температурі.

У охолоджувачі ІІІ рідкий холодоагент переохолоджується артезіанською водою (3-4), після чого надходить у дросельний вентиль IV.

Процес дроселювання полягає у різкому зниженні тиску рідкого хладагенту з Рк до Ро за рахунок раптового розширення в дроселі. Розширення супроводжується внутрішнім охолодженням робочого тіла з температури Тк до То і частковим закипанням рідини, тобто утворюється волога насичена пара (т.5).

З роздільника рідини від пари V, охолоджена рідина надходить у випарник VI, а частина робочого тіла, що випарювалася, повертається в компресор.

Виконавчий орган холодильної машини - випарник VI, являє собою теплообмінник, у якому теплота, необхідна для випарювання хладагенту, відбирається від холодного джерела теплоти, яким є технологічний реактор VII.

У якості допоміжного теплоносія використовується незамерзаючий концентрований розчин солей типу СаСl₂, що циркулює в просторі, між корпусом і сорочкою реактора, та у випарнику. Рідкий холодоагент у випарнику цілком переходить у стан сухої насиченої пари при температурі То і далі передається на вхід компресора. Цикл повторюється. Таким чином, корисну холодопродуктивність виконує тільки та частина робочого тіла, яка надходить у випарник у рідкому стані.

3. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК УСТАНОВКИ

Розрахунок ґрунтується на побудові циклу холодильної машини шляхом визначення параметрів робочого тіла на початку і кінці процесів, що складають цикл, тобто визначення координат, характерних точок циклу за допомогою діаграми стану [І].

Розглянемо порядок розрахунку на конкретному прикладі для наступних вихідних даних:

холодильний агент - фреон - 12;

холодопродуктивність - Q₀=67 кВт;

температура розсолу випарнику:

на вході - t_н1= - 14 ⁰С;

на виході - t_н2= -24 ⁰С;

температура води в конденсаторі:

на вході - t_в1= 19 ⁰С;

на виході - t_в2= 29 ⁰С;

температура артезіанської води - t_а1=11⁰С;

витрати артезіанської води - G_а=1,6 кг/с.

3.1 Побудова термодинамічного циклу установки

Розрахункова температура кондеесації обчислюється за формулою:

t _к = t_в2+?t_к, (3.1)

де t_в2 - температура води на виході з конденсатору;

?t_к - кінцева різниця температур в конденсаторі; приймаємо ?t_к =5

Тоді температура конденсації буде дорівнювати:

t_к =5+29=34 °С

Розрахункова температура випару обчислюється за формулою:

t_в = t_н2 - ?t_в,

де t_н2 - температура розсолу на виході з випарнику;

?t_в - кінцева різниця температур в випарнику. Це значення визначає ефективність роботи установки. Чим вона менше, тим нижче витрати на незворотні процеси. Приймаємо ?t_в =3°С

°С (3.3)

Тоді температура випару буде дорівнювати:

°С (3.4)

Температура фреону - 67 на вході після охолодження артезіанською водою:

t₄ = t₃ - ? t_ох,

де t₃- температура фреону - 11 на вході в о1холоджувач. Згідно схеми установки в охолоджувач надходить фреон - 12 у виді рідини при температурі конденсації. Тобто t₃= t_к = 34°С

? t_ох - перепад температур рідкого фреону - 12 в охолоджувачі. Задаємося ? t_ох=10°С

Температура фреону після охолодження артезіанською водою:

t ₄ =34-10=24°С

По знайденим температурам випару і конденсування за допомогою діаграми стану аміаку знаходимо тиск відповідно: у випарнику Ро = 0,11 МПа, в конденсаторі Рк = 0,87 МПа.

Цих відомостей достатньо для находження вузлових точок циклу, що знаходяться на лінії насичення, знаючи ступінь сухості робочого тіла(х):

т.1 (х=1) - холодоагент знаходиться у виді сухої насиченої пари, що поступає до компресору при температурі випару t_в= - 27°С ; кінець випарювання - початок стискування.

т.2'' (х=1) - початок конденсації.

т.3 (х=0) - кінець конденсації.

т.4 (х=0) - кінеці охолодження - початок дроселювання.

Де х - ступінь сухості вологої насиченої пари на лінії насичення. Будуємо термодинамічний цикл установки в координатах Т-S (див. додатки).

З метою побудови процесу стиску задаємося внутрішнім відносним (індикаторним) ККД компресору:

Ідеальний процес стиску описується ізоентропою S₁ = S₂', де т.2' - точка перетину ідеального (адіабатного) стиску (перпендикуляр до осі S) із ізобарою Р_к = 0,87 МПа.

По діаграмі стану знаходимо ентальпію перегрітого пару в т.2'.

=596,0275 кДж/кг

В міру визначення параметрів стану хладагенту координати точок, що відображають ці стани, заносимо в таблицю 2.

Ентальпію після реального процесу стиску (т.2) визначаємо за формулою:

кДж/кг (3.6)

кДж/кг

Процес дроселювання описується лінією: h = const, h₄ = h₅ = 442,045Дж/кг.

По діаграмі стану знаходимо т.5 на перетині ізоентальпії h₄ = 442,045 кДж/кг з ізобарою - ізотермою То, Ро (t_в = -27°С, Р = 0,11 МПа). S₅ = 4,289 кДж/(кг·К).

Ступінь сухості вологої насиченої пари після дроселювання можна визначити по діаграмі з допомогою ліній рівної ступені сухості

(3.7)

Визначаємо термодинамічні параметри для всіх точок циклу (таб.2) і будуємо цикл у координатах Т-S і Н-S (див. додатки).

Параметри стану фреону - 12 в термодинамічному циклі холодильної установки.

Таблиця 2

№ Точок	Температура	Тиск p, МПа	Ентальпія h, кДж/кг	Ентропія S, кДж/(кг·К)	Питомий об'єм v, м3/кг	Ступінь сухості х	Ексергія е, кДж/кг
	t, °С	T, К
1	-27	246	0,11	560.62	4,77	0,14	1	6.96
2	57.5	330,5	0,87	604.8794	4,799	0,026	-	42.7514
'	47.5	320.5	0,87	596.0275	4,77	0,0227	-	42.3675
2''	34	307	0,87	588.695	4,747	0,0227	1	41.751
3	34	307	0,87	451.263	4,289	0,0013	0	36.011
4	24	297	0,67	442.045	4,2802	0,0013	0	31,406
5	-27	246	0,11	442.045	4,289	0,042	0,289	28.837
6	-27	246	0,11	393.86	4,093	0,0013	0	37.884

3.2 Розрахунок енергетичних параметрів елементів установки

Ступінь підвищення стискання в компресорі:

б = (3.7)

б =0,87/0,11=7.909

Так як ступінь стискання виявилась меньше 11, то система одноступенчата.

Внутрішня робота компресора на одиницю витрати робочого агента:

кДж/кг (3.8)

де І_а - питома робота при ідеальному (ізоентропійному) процесі стиску;

з_і - індикаторний ККД компресору.

кДж/кг (3.9)

кДж/кг (3.10)

Визначимо питомий підвід (відвід) теплоти на один кілограм хладагенту в окремих елементах установки. Питома кількість теплоти, підведеної до робочого тіла у випарнику:

кДж/кг (3.11)

таким чином q₀ - питома масова холодопродуктивність робочого тіла в циклі. Питома кількість теплоти, відведеної від конденсатору:

кДж/кг (3.12)

Питомий відвід теплоти в охолоджувачі:

кДж/кг (3.13)

У процесі дроселювання теплота не відводиться і не підводиться, тобто h₄ = h₅. Складемо енергетичний баланс системи. Кількість теплоти, яка підводиться до системи, повинна дорівнювати кількості теплоти, яка відводиться від систем:

кДж/кг (3.14)

де qкм = 0, при відсутності зовнішнього охолодження компресора.

кДж/кг (3.15)

162.83=162.83

тобто, енергетичний баланс сходиться.

Знайдемо теоретичний холодильний коефіцієнт циклу:

(3.16)

Масова витрата G робочого тіла, необхідна для забезпечення заданої холодопродуктивності:

кг/с (3.17)

де Q₀ - холодопродуктивність всієї установки, кВт;

q₀ - питома кількість теплоти, яка підводиться до випарювача, кДж/кг.

Необхідна об'ємна продуктивність за умовами засмоктування:

м³/с (3.18)

де V₁ - питомий об'єм холодоагенту в точці 1.

V_д=0,559*0,14=0,0783 м³/с

Сумарний об'єм, який описує поршень за одиницю часу знаходимо із співвідношення:

м³/с (3.19)

де л - коефіцієнт подачі компресора (знаходимо графічно як функцію від ступені підвищення тиску Р_к/Р_о).При, л=0,68,тоді:

м³/с

456,8м³/год =0,1266 м³/с

вибираємо холодильний поршневий компресор, у якого теоретична об'ємна продуктивність

=456 м³/год=0.126 м³/с

Дійсна об'ємна продуктивність компресору:

л (3.20)

м³/с

Масова витрата обраного компрессора:

м³/с (3.21)

кг/с

3.3 Розрахунок енергетичного ККД

Знайдемо середню температуру тепловіддавача. Так як різниця Тн₁ і Тн₂ невелика, то:

К (3.22)

К

Температура зовнішнього середовища рівна температурі води на вході в конденсатор:

Т_зс=Т_в1=292 К (3.23)

Питомі затрати електроенергії на одиницю виробленого холоду в ідеальному циклі рівні:

(3.24)

Знаходимо, Е_х - питома робота на одиницю виробленого холоду:

(3.25)

де -електромеханічний ККД компресора,

Коефіцієнт холодильної установки:

(3.26)

Знаходимо енергетичний ККД всієї установки:

(3.27)

(3.28)

4. ЕКСЕРГЕТИЧНИЙ АНАЛІЗ УСТАНОВКИ

Ексергією, в термодинаміці прийнято називати максимальну корисну роботу. Якщо параметри навколишнього середовища задані, то ексергію можна розглядати як функцію стану робочого тіла.

Ексергія системи, яка знаходиться в даному стані, вимірюється кількістю механічної або іншої, повністю перетвореної енергії, яка може бути отримана від системи в результаті її зворотного переходу із даного стану рівноваги з навколишнім середовищем. Із першого і другого початків термодинаміки безпосередньо виходить, що в кожному стані ексергії системи, також як і енергія, визначене фіксоване значення.

Ексергія системи, яка знаходиться в навколишньому середовищі з постійними параметрами, залишається незмінною тільки при зворотному проведенні всіх процесів, що протікають всередині неї, також і при взаємодії з навколишнім середовищем. Якщо будь-які із цих взаємодій проходять необоротно, то ексергія відповідно зменшується.

Ця основна властивість ексергії дозволяє використовувати її як міру зворотності того чи іншого процесу. Різниця значень ексергії, яка вводиться в дану систему е_вх і виводиться із неї, визначає сумарні втрати від незворотності в системі, що дозволяє знищення, тобто повне зникнення ексергії, на відміну від енергії, яка тільки розсіюється, дисонує.

Розглянемо зміни ексергії для даного прикладу холодильної машини.

Ексергія вводиться в систему в вигляді електричної енергії, яка живить електродвигун компресора. За рахунок ККД електродвигуна, відбувається втрата ексергії d_ем, тут втрачається 15% всієї енергії, яка вводиться. Далі частина енергії губиться в самому компресорі, що зумовлено наявністю в самому компресорі внутрішнього відносного ККД. В конденсаторі присутні втрати ексергії 2-х видів: втрати ексергії, яка відводиться охолоджуючою водою і втрати ексергії на необоротність. При використанні тепла, відводиться для теплопостачання інших корисних цілей, ця втрата ексергії може бути значно знижена, якщо встановити перед конденсатором проти точний охолоджувач перегрітого пару, працюючий з невеликою кінцевою різницею температури. Тобто ексергія, що втрачається, може бути використана для створення ВЕР. Під ВЕР розуміється хімічно зв'язана теплота, фізична теплота і потенціальна енергія надмірного тиску продуктів, що утворюються в технологічних агрегатах, які не використовуються в самому агрегаті і можуть бути використані для енергозабезпечення інших агрегатів.

З гарячою водою, з конденсатора відводиться енергія, але температура її не дозволяє створити нове джерело ВЕР.

В охолоджувачі, частина ексергії береться на нагрівання артезіанської води і на незворотність.

В випарнику від фреону відводиться енергія, яка називається ексергією холоду [1]. Із ексергії, яка відводиться у випарнику, частина передається тілу, яке охолоджується, у вигляді ексергетичної холодопродуктивності, а частина губиться через незворотність теплообміну в випарнику.

4.1 Розрахунок ексерії робочого агента і визначення питомих витрат ексергії

Значення ексергії в вузлових точках визначаються по формулі (4.1.1):

кДж/кг (4.1.1)

де h і S - ентальпія і ентропія для відповідних вузлових точок.

Для умов завдання, параметри навколишнього середовища слідуючі:

Т_ЗС = 292 К; h_ЗС = 588,7 кДж/кг; S_ЗС = 4,89 Дж/(кг·К) (4.1.2)

Знайдені, за цією формулою, ексергії е_і для вузлових точок заносимо в таблицю 2.

Ексергії вузлових точок, розрахованих за формулою (4.1.1):

е₁ = 560.62 - 588,7- 292? (4,77- 4,89) = 6,96кДж/кг;

е₂ = 604.8794 - 588,7- 292? (4,799 - 4,89) = 42,7514кДж/кг;

е_2' = 596.0275 - 588,7- 292? (4,77 - 4,89) = 42,3675 кДж/кг;

е_2'' = 588.695 - 588,7- 292? (4,747 - 4,89) = 41,751 кДж/кг;

е₃ = 451.263 - 588,7- 292? (4.289 -4,89) = 36,011 кДж/кг;

е₄ = 442.045 - 588,7- 292? (4,2802 - 4,89) = 31,406 кДж/кг;

е₅ = 442.045 - 588,7- 292? (4,289 - 4,89) = 28,837 кДж/кг;

е₆ = 393.86 - 588,7 - 292? (4,093- 4,89)= 37,884 кДж/кг.

Будуємо цикл холодильної установки в координатах Е-Н (рис.4.1)

4.2 Визначення питомих витрат ексергії

Електрична потужність компресора

N^к _е =Q₀*Е_хкВт (4.2.1)

N^к _е =67*0.439=29.413 кВт

е_вх= N^к _е /G^к кДж/кг (4.2.2)

е_вх =29.413/0.56 =52,523 кДж/кг

Питомі електромеханічні втрати в компресорі складають:

d_ем = е_вх *(1- з_ем ) кДж/кг (4.2.3)

де з_ем = 0,85;

d_ем =52,523·(1- 0,85)=5,869 кДж/кг

d_ем = 0,149 е_вх

Внутрішні втрати в компресорі:

d_к = з_ем* е_вх +е₁ -е₂ кДж/кг (4.2.4)

d_к =0.85*52.523+6.96 - 42.7514=8.85 кДж/кг

d_к = 0,168·е_вх

Ексергія, яка відводиться з конденсатора складається з:

e _конд =е ₂ - е ₃ кДж/кг (4.2.5)

e _конд =42,7514 - 36,011=6,7404кДж/кг

e _конд =0,129· е _вх

Втрата ексергії в конденсаторі складається з:

- ексергії, яка відводиться охолоджуючою водою;

- ексергія, яка втрачається через незворотність теплообміну між робочим агентом і охолоджуючою водою.

Ексергія, яка відводиться охолоджуючою водою, приблизно визначається за формулою:

e _{конд 2} =q _конд· ф _е кДж/кг (4.2.6)

де ф_е - коефіцієнт працездатності тепла, що відводиться.

ф_е =1 - T_зс / Т _в.ср (4.2.7)

де Т_в.ср - середня температура тепловіддавача (вода віддає тепло навколишньому середовищу). При даних умовах (п.4.1) маємо:

Т_в.ср= (Т_в1+T_в2)/2 К (4.2.8)

Т_в.ср =(292+302)/2=297 К

ф_е=1-(292/297)=0,0168

Оцінимо величину ексергії, яка відводиться водою:

е _{конд 2} =153.6164· 0,0168=2,5861 кДж/кг

е_конд2 =0.049· е_вх

Величина ексергії, яка губиться через незворотність процесу в конденсаторі:

d_конд= e_конд1 -e_конд2 кДж/кг (4.2.9)

d_конд =6,7404 - 2,5861=4,154 кДж/кг

d_конд =0,079· е_вх

Втрати ексергії в охолоджувачі:

кДж/кг (4.2.10)

кДж/кг

Втрати ексергії в дроселі:

кДж/кг (4.2.11)

кДж/кг

_вх

Всю ексергію, яка відводиться з випарника, знаходимо із відношення:

кДж/кг (4.2.12)

кДж/кг

Із ексергії, яка відводиться від випарювача, тільки частина використовується у вигляді ексергетичної холодопродуктивності. Її значення:

q _e.o =q ₀ · (-ф _e.м ) кДж/кг (4.2.13)

де ф _е.н - коефіцієнт працездатності отриманого холоду, який визначається по формулі:

ф_е.м =1 - T_зс /Т _н.ср (4.2.14)

ф_{е м}=1 - 292 /254= - 0,1496

Ексергетична холодопродуктивність:

q _e.o =118.575 *(0,1496)=17.738 кДж/кг

q _e.o =0,337· е_вх

Решта ексергії dв губиться через незворотній теплообмін в випарнику:

d _в =?е _в - q _e.o кДж/кг (4.2.15)

d_в =21.877-17.738=4.139 кДж/кг

d _в = е_вх*0.079

Для перевірки розрахунків складаємо питомий ексергетичний баланс холодильної установки:

е_вх =52,209 кДж/кг = 100%

Відведення ексергія:

- втрати в компресорі:

d_ем + d_к=7.831+8.85=16,728кДж/кг = 31.8 %

- втрати в конденсаторі:

d_конд + е _{конд 2} =4,154+2,5861=6,7401 кДж/кг =12.9%

- втрати в охолоджувачі:

d _ох = 4.605 кДж/кг=8.8%

- втрати у дросельному вентилі:

кДж/кг = 4.9%

- втрати через незворотній теплообмін у випарнику:

кДж/кг = 7.9%

-ексергетична холодопродуктивність:

кДж/кг=33.7%

Всього:

52,523кДж/кг=100%

Таким чином Ексергетичний баланс сходиться, і ексергія, яка вводиться в установку дорівнює сумі всіх її витрат у циклі холодильної установки, включаючи корисну холодопродуктивність.

5. ДОБІР ХОЛОДИЛЬНОГО УСТАТКУВАННЯ

5.1 Добір холодильного компресора

Компресор є основним силовим елементом установки. Він відсмоктує пари холодоагенту з випарника, стискає їх і нагнітає в конденсатор. Компресор повинен задовольняти таким основним вимогам:

- нескладність конструкції;

- простота і надійність в експлуатації;

- уніфікація деталей;

- малі габарити і порівняно невелика маса.

Записуємо технічні характерстики обраного раніше поршневого компресора ФУ-120 з теоретичною обьемною продуктивністю м³/с. - це паспортна характеристика.

Технічна характеристика компресора:

Таблиця 3

Тип комперсора	ФУ - 120
Число циліндрів	4
Хід поршня, мм	140
Діаметр циліндра, мм	190
Швидкість обертання валу, об/хв.	480
Потужність електродвигуна, кВт	75
Зняття холоду з 1 кг маси, Вт	100
Маса компресорного агрегату з маховиком, кг	1400

Теоретична потужність, яка використовується компресором:

кВт (5.1)

кВт

Індикаторна потужність:

кВт (5.4)

кВт

Потужність, що витрачається на подолання сил тертя в компресорі, визначаємо за умовним розміром питомого тиску тертя :

,кВт (5.5)

Для фреонових машин кПа.

кВт

Ефективна потужність, яка використовується компресором:

кВт (5.6)

=24.785+5.04=29.825 кВт

кВт

Обираємо комплектний електродвигун с комплектною потужністю N_Н =50 кВт.

Визначаємо величину теплових перевантажень на елементи установки, приймаючи до уваги вже відому масову витрату холодоагенту . Теплове навантаження на випарник:

кВт (5.7)

кВт

Теплове навантаження на конденсатор:

кВт (5.8)

кВт

Теплове навантаження на охолоджувач:

кВт (5.9)

кВт

Складаємо енергетичний баланс:

кВт

91,187=91.187 кВт

Баланс сходиться.

Визначаємо температуру артезіанської води на виході з охолоджувача за формулою:

t_а2= t_а1 +(Q_ох/с *G_а) °С (5.10)

с- теплоемність води; с=4.19 кДж/(кг*°С)

t_а2 =11+5,162/4,19· 1,6=11,769 єС

5.2 Розрахунок і добір випарника

Випарник - теплообмінний апарат, у якому холодоагент кипить за рахунок теплоти, що приймається від холодного джерела тепла. Теплообмін між тілом, що охолоджується (розсолом), та холодоагентом, здійснюється через стінки труб.

Головна вимога, яка пред'являється до випарника - висока ефективність теплопередачі з мінімальними втратами на незворотність. Знайдемо температуру затвердіння ропи t₃ із вимоги:

(5.11)

10) °С

У якості ропи обираємо розчин солі СаСl₂ із концентрацією х = 36,5% (мас).

Середній температурний напір у випарнику дорівнює:

(5.12)

де tн₁ та tн₂ - температури ропи на вході і виході з випарника;

t₀ - температура випару аміаку.

°С

Розраховуємо середню температуру холодоагенту у випарнику за формулою:

t_х.ср. = t_в + ?_в°С (5.13)

t_х.ср. = - 27+ 6,82= - 20,18 єС

Коефіцієнт теплопередачі кожухотрубних випарників коливається в межах 230-350 Вт/(м²·К) для фреону

K=300 Вт/(м²·К);

Щільність теплового потоку випарника:

q_F(в)=K· Вт/м² (5.14)

q _{f (в)}=300·6,82=2046 Вт/м ²

Знайдемо необхідну поверхню теплообміну:

F= Q_в/(q_F(в)) (5.15)

Q _в =66,402кВт=66402Вт

F=66402/2046=32,45 м²

Обираємо фреоновий випарник, технічні характеристики якого записуємо у таблицю 4.

Таблиця 4

Площа випару, м2	35
Число труб	121
Число ходів	4
Діаметр,мм	500
Довжина,мм	2500

Розраховуємо кількість розсолу, яка циркулює у випарнику

Де с-теплоемність розчину хлориду кальцію;с=2,809кДж/(кг*К).

кг/год

Визначаємо об'єм розчину, що циркулює:

,м³/год (5.16)

де с - щільність розчинуСаСl₂,

с = 1260 кг/м³:

V_р=8510,4/1260=6,75 м³/год;

5.3 Розрахунок і добір конденсаторів

Розрахуємо і виберемо горизонтальний кожухотрубний конденсатор. Вихідними даними є:

- тип холодоагенту - фреон;

- тип теплоносія (звичайно - вода);

- температура конденсації холодоагенту (t_к);

- температура теплоносія на вході в конденсатор (t_т2) і на виході (t_т1);

- теплове навантаження на конденсатор (Q_к).

Середній температурний напір в конденсаторі може бути обчислений по формулі:

и_конд=(t_в1 - t_в2) / ln ((t_к - t_в1)/(t_к - t_в2)), °С. (5.17)

и_конд = (29-19)/ln((34-19)/(34-29))=9,102 °С

задаємось коефіцієнтом тепловіддачі

K=500 Вт/м²К;

Знаходимо щільність теплового потоку конденсатора за формулою

q_F=K* и_конд =500·9,102=4551 Вт/м² (5.18)

Знаходимо поверхню теплообміну:

м²;

Підбираємо конденсатор марки 20 КТТ

Технічні характеристики конденсатора:

Таблиця 5

Поверхня, м2	20
Число труб	144
Число ходів	8
Діаметр. мм	500
Довжина, мм	2930
Ширина, мм	810
Висота, мм	910
Довжина обичайки,мм	2500
Діаметри патрубків d,мм	50
d1	25
d2	70
d3	10
d4	20
Маса,кг	995

5.4 Підбір допоміжних елементів установки

Крім масовідділника, на всмоктувальному боці, поблизу компресора, може бути вмонтований брудоуловлювач. Його призначення захистити циліндри компресора від попадання твердих часток, що можуть викликати задирки і риски на дзеркалі циліндрів.

З метою економії свіжої води, воду, що відходить із конденсатора спрямовують в устрій для її охолодження: градирню, бризкальний басейн, де вода охолоджується в результаті конденсації і часткового випару, віддаючи отримане тепло навколишньому повітрю. Свіжу воду додають лише для відшкодування втрат від випару і розбризкування, що складає 5 - 10% від кількості, що протікає через конденсатор.

Рекомендується для охолодження зворотної води застосовувати установку переважно вентиляторних градирень.

5.5 Висновки та рекомендації щодо зниження втрат на незворотність в елементах установки

Найбільш загальні рекомендації, що також є і вимогами, які пред'являються до елементів установки, було розглянуто вище.

Для реалізації і, відповідно, інтенсифікації холодильної апаратури, рекомендують робити наступне:

- збільшити швидкість холодоносія й охолоджуючої води;

- своєчасно виконувати чищення теплопередаючої поверхні.

У потоці компресійного пару, міститься велика кількість мастила. Масляна плівка, що потрапляє на поверхню теплообмінних апаратів, погіршує змоченість поверхні, що помітно погіршує інтенсивність теплообміну. Наприклад, у випарнику при замасленій поверхні в момент закипання рідини, при утворенні пухирців (утворюються пухирці з широкою ніжкою, у яких коефіцієнт тепловіддачі нижче, чим у пухирців із тонкою ніжкою). Для того, щоб запобігти попаданню мастила усередину теплообмінних апаратів, на виході з компресора встановлюємо масловідділювач марки 100 МО. У масловідділювачі велика частина мастила затримується і, у міру накопичення, повертається в картер компресора.

Крім того, для інтенсифікації холодильної апаратури на даний час, застосовують труби меншого діаметра і роблять обрамлення труб накаткою.

Застосування труб меншого діаметра в кожухотрубчатих апаратах дозволяє знизити число ходів рідини і тим самим зменшити їх гідравлічний опір, при одночасному рості втрат на тертя.

У аміачних апаратах збільшується коефіцієнт теплопередачі, за рахунок зменшення кроку труб у штахетах і зниження перешийку між трубами до 4 - 5 мм.

При застосуванні накатаних труб, значно збільшується їх поверхня, що особливо важливо для фреонових апаратів у зв'язку з порівняно невеликими коефіцієнтами тепловіддачі при кипінні і конденсації фреону.

Якщо коефіцієнт теплопередачі з одного боку стінки дуже малий, то для збільшення теплопередачі поверхню цього боку стінки роблять ребристою. Таке оребрення забезпечує значне збільшення тепло притоку.

Для збільшення коефіцієнта тепловіддачі при протіканні холодоносія в трубах іноді застосовують спіралеподібні турбилізатори потоку (установка усередині труби гвинтоподібної стрічки або дроту).

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1. Соколов Е.Я., Бродянский В.М.: Энерготехнические основы трансформации тепла и процессов охлаждения: Учебное пособие для вузов. М.: Энергоиздательство, 1981. 320 с.

2. Дытнерский Ю.И.: Основные процессы и аппараты химической технологии: Пособие по проектированию. М.: Химия, 1983. 350 с.

3. Покровский Н.К.: Холодильные машины и установки. М.: 1969. 320 с.

4. Вейнберг Б.С.: Поршневые компрессоры холодильных машин. М.: Машиностроение, 1965. 210 с.

5. Чечеткин А.В., Занемонец Н.А.: Теплотехника: Учебник для химико-технологических специальностей вузов. М.: Высшая школа, 1986. 344 с.

6. Богданов С.Н.., Иванов О.П., Куприянова А.В.: Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник.

7. Комаров Н.С.: Холод. Справочное пособие.

8. Покровский Н.К., Бондаренков К.А.: Руководство для машинистов холодильных установок.

Размещено на Allbest.ru

...