Расчет холодильной установки

Тепловая нагрузка Q_I в общем случае может оказаться функцией времени, зависящей от особенностей технологии производства и отличающейся периодичностью и случайным характером отклонений от усредненных значений [6]. В данном случае принято, что тепловая нагрузка Q_I стабильна в течение года.

Отличительной особенностью холодильных машин является сильная зависимость режима работы от параметров окружающей среды: температуры и влажности атмосферного воздуха. В связи с этим следует различать расчетный и эксплуатационные режимы работы холодильной установки. Расчетный режим определяется условиями самого жаркого месяца для данной местности (обычно июля) и используется для подбора холодильного оборудования. Эксплуатационные режимы зависят от времени года и служат для расчета фактических энергетических затрат на производство холода.

Расчетную температуру  атмосферного воздуха находят по среднемесячной температуре июля с учетом влияния максимальных температур в данной местности [22]:

t^в_н= t^в_сp + 0.25t_max=20+0,25*32 =28°С.

Расчетную относительную  влажность наружного воздуха находят по расчетной температуре t^в_н и влагосодержанию воздуха х_ср, определенному по среднемесячным значениям параметров атмосферного воздуха для июля. По диаграмме I — х влажного воздуха находим = 68 %. Информация о температуре и влажности атмосферного воздуха и расчетные значения этих параметров для городов СССР приведены в СНиП II-A.6—72 [22]. По известным значениям t^в_н и находят температуру охлаждающей воды и затем температуру конденсации аммиака. Температура воды, охлажденной в градирне и подаваемой в конденсатор холодильной машины, равна

,

где —температура наружного воздуха по мокрому термометру, — температура охлаждения воды в вентиляторных градирнях (обычно в пределах 3,5—5°С); — коэффициент эффективности водоохлаждающего устройства (для вентиляторных градирен 0,75— 0,85) [13].

Температура воды на выходе из конденсатора равна

.

 

1.2. Расчет холодильного цикла

Расчет цикла холодильной  машины заключается в определении  параметров рабочего тела в узловых точках и исходных данных для проектирования или подбора оборудования.

Температуры кипения и конденсации  являются основными внутренними  параметрами, определяющими схему и режим работы паровой компрессионной холодильной машины.

Температуру конденсации аммиака  находим, принимая минимальную разность температур в пределах 3—5 С:

t_к = t_В2 + = 30,7 +4 = 34,7 °С,

что обеспечивает рекомендуемую [3. 10, 11] для аммиачных конденсаторов плотность теплового потока q^кд = (4 — 6) • 10* Вт/м².

Температура охлаждаемого объекта  определяется температурой хладоносителя, подаваемого в технологический  аппарат, t_Х2= -23,5 С. Принимая минимальную разность температур в испарителях в пределах 3 — 5 C, находим температуру кипения аммиака:

t₀ = t_x2 - = -23,5 - 4 = - 27,5 °С,

По диаграмме i — lg р находим давление паров аммиака в испарителе и конденсаторе:

Р₀ = 0,138 МПа (при t₀= - 27,5 °C); Р_к = 1,35 МПа (при t_К = 34,7°С).

Степень повышения давление в компрессоре Р_к/Р₀ = 1,35/0,138 = 9,78; разность давления Р_к — Р₀=  1,212 МПа. Для поршневых компрессоров (ОСТ 26.03-943-77) предельная разность давлений Р_к — Р₀ = 1,67 МПа [9], что допускает (по условию прочности) использование схемы паровой компрессионной холодильной машины (ПХМ) с одноступенчатым сжатием пара. В данном случае принят нерегенеративный цикл без дополнительного переохлаждения жидкого рабочего тела.

Температуру жидкого  аммиака перед дроссельным устройством принимают на 2—3 °С ниже температуры конденсации ввиду небольшого переохлаждения в конденсаторах, т. е. t₃ = t_K — 2 = 34,7 — 2 = 32,7 °С. Для исключения влажного хода компрессора пары аммиака перегревают на 5—10 °С в испарителе и во всасывающем трубопроводе за счет внешних теплопритоков; температура рабочего тела перед компрессором t₁ = t₀ + 5=

= -27,5 + 5= -22,5 °С.

Наносим характерные  точки цикла на тепловую диаграмму s—T или i — lgP для аммиака (рис. 2). Последовательность построения цикла такова. На диаграмму наносим изобары Р_к и Р_п и изотермы t₃ (в области жидкости) и t₁ (в области перегретого пара). Далее на пересечении изобары Р_k и изотермы t₃ находим состояние рабочего тела перед дросселем (точка 3). Аналогично на пересечении линий P_o=const и t₁=const находим состояние пара перед компрессором — точка 1. Состояние пара в конце изоэнтроиного процесса сжатия (точка 2) находим на пересечении линий s₁=const и P_K=const. Состояние рабочего тела после дросселя (точка 4) определяется пересечением линий i₃=const и P_o= const.

Рис. 2. Цикл холодильной  машины в диаграммах s—T и i — lgP

На рис. 2. показаны основные процессы теоретического цикла машины: изоэнтропное сжатие в компрессоре  — процесс 1—2 охлаждение сжатого пара, его конденсация и небольшое переохлаждение в конденсаторе — процесс 2—3;  дросселирование — процесс 3—4;  кипение аммиака и перегрев паров в испарителе и коммуникациях—процесс 4—1. Необходимые для расчетов значения параметров узловых точек холодильного цикла представлены ниже:

Параметры		Точки	цикла
		1	2	3	4
Р, МПа t, °С i, кДж/кг v, м3/кг	0,138 -22,5 1665,5 0,9	1,35 150 2028 0,125	1,35 32,7 570 —	0,138 -27,5 570 0,18

 

Вычислим удельную массовую холодопроизводительность рабочего тела в цикле:

q₀ = i₁— i₄=1665,5 —570= 1095,5 кДж/кг,

удельную работу изоэнтропного  сжатия в компрессоре:

l_s = i₂—i₁=2028,0—1665,5 = 362,5 кДж/кг,

холодильный коэффициент теоретического цикла:

ε_Т=q₀/l_с=1095,5/362,5= 3,022 .

Следует обратить внимание на то, что переохлаждение рабочего тела перед дросселированием (точка 3) за счет внешнего холодного источника позволит увеличить удельную холодопроизводительность q₀ и холодильный коэффициент ε. Таким внешним источником холода могут быть технологические потоки (в данном случае жидкий бензол и обедненная газовая смесь на выходе из конденсатора бензола), температура которых заметно ниже температуры охлаждающей воды (t**<t_в2).

Отметим, что охлаждение исходной парогазовой смеси в  аппарате II возможно водой из градирни, поскольку температура газового потока t*> t_в1 . В частности, при снижении температуры в точке 3 до 0 С значения до q₀ и ε увеличиваются на 16 %. Ограничением, не позволившим в данном случае воспользоваться регенерацией холода, является условие применения централизованной системы охлаждения. Локальные холодильные установки с непосредственным охлаждением технологических аппаратов, кипящим рабочим телом позволяют не только использовать низкотемпературные технологические потоки для улучшения показателей холодильного цикла, но заметно повысить наиболее низкую температуру в установке t₀. Энергетические и экономические показатели локальных систем значительно выше, чем централизованных, несмотря на эксплуатационные неудобства или необходимость дополнительных мер по безопасности.

 

1.3. Подбор холодильного  оборудования

Типовое холодильное  оборудование подбирают в определенной последовательности. Вначале по тепловой нагрузке и характеристикам холодильного цикла рассчитывают объемную производительность компрессоров, определяют их тип и требуемое число (с учетом резерва). Далее из условия работы всех установленных компрессоров вычисляют нагрузку на теплообменные аппараты и на основании теплового расчета определяют тип и число испарителей и конденсаторов. Затем выполняют расчет и подбор вспомогательного холодильного оборудования и аммиачных коммуникаций.

Подбор холодильных  компрессоров.

Массовый расход m рабочего тела, необходимый для обеспечения заданной холодильной мощности, равен

m = Q₀/q₀ = 1258,763/1095,5=1,149 кг/с.

Необходимая объемная производительность компрессоров по условиям всасывания (точка 1, рис. 2)

V_д = mv₁ = 1,149 *0,9 =1,034 м³/с.

 Суммарный объем, описываемый поршнями в единицу времени, определяется соотношением

V_T= V_Д=1,034/0,54 =1,915 м³/с.

Коэффициент подачи холодильных  компрессоров определяют по графикам (рис. 3) как функцию степени повышения  давления [8].

Теоретическая производительность V_T является паспортной характеристикой компрессоров объемного сжатия и служит основой для их подбора. Необходимый суммарный объем V_t можно обеспечить при различных вариантах подбора. Число работающих компрессоров зависит от стабильности тепловой нагрузки установки и должно обеспечить экономичное регулирование холодильной мощности. Кроме того, для предприятий с непрерывным режимом работы необходимо предусмотреть резерв машинного оборудования. В данном случае выбираем компрессорный агрегат AH 120-2-7 (V_T^К =0,972 м³/с) [9]. Число работающих агрегатов n^к= V_Т/V_T^К =1,915/0,972 = 2.  Дополнительно устанавливаем один резервный агрегат того же типа. Общее число установленных агрегатов — 3.

Проверим соответствие мощности комплектного электродвигателя условиям расчетного режима.

Рис. 3. Коэффициенты подачи λ холодильных компрессоров [8]

Рис. 4. Индикаторный к.п.д. холодильных компрессоров [8]

 

Действительная объемная производительность одного компрессора 

 = 0,54*0,972=0,5249 м³/с.

Массовая производительность одного компрессора в расчетном  режиме

 =0,5249/0,9=0,5832 кг/с.

Теоретическая мощность, потребляемая компрессором:

= 0,5832*362,5=211,41 кВт. 

Индикаторный к. п. д. компрессора  находим как функцию Р_к/Ро. При Р_к/Р₀ = 9,78 » =0,73 (рис.4). Индикаторная мощность, потребляемая компрессором, равна:

= 211,41 /0,73=289,6 кВт .

Мощность, расходуемую  на преодоление сил трения в компрессоре, оценим по условной величине удельного  давления трения p^тр (для аммиачных машин p^тр =60*10³Па [8]. Тогда

60*10³*0,972*10^-3=58,32 кВт

Эффективная мощность (на валу компрессора)

=289,6+58,32=347,92 кВт. 

Принимая к. п. д. передачи n=1, находим коэффициент загрузки комплектного электродвигателя (номинальная мощность W= 400 кВт): k_з =347,92/400=0,86. Для асинхронного двигателя к. п. д. и cos φ являются функцией k_з (как показано на рис.5). В данном случае n = 0,87, cos =0,73, что находится в пределах рекомендуемых значений для асинхронных электродвигателей.

Электрическая мощность, потребляемая из сети компрессорным  агрегатом AH 120-2-7, равна:

=347,92/(1*0,87) =302,7 кВт.

Комплектный электродвигатель в расчетных условиях обеспечивает работу агрегата и сохраняет запас мощности, необходимый для пускового периода работы холодильной установки.

Рис.5. Зависимость к.п.д. и cosφ асинхронного электродвигателя от коэффициента загрузки k₃

 

При проектировании неагрегатированной холодильной установки основные теплообменные аппараты (конденсаторы и испарители) подбирают для всей установки и соединяют коллекторами с компрессорами и другим оборудованием. При этом нагрузка на аппараты определяется из условия работы всех установленных компрессоров, включая резервные. Общая схема расчета аппаратов холодильной установки соответствует изложенной в гл. 2.

Массовый расход циркулирующего рабочего тела при трех работающих компрессорах

Тепловая нагрузка на испарители

Тепловую нагрузку на конденсаторы определим по энергетическому  балансу  контура холодильной  установки:

.

При этом расчетная нагрузка Q^кд оказывается с некоторым запасом, поскольку в аммиачных компрессорах часть тепла отводится водой, циркулирующей в окружающих полостях компрессора.

 

Подбор и  расчет испарителей. Исходные данные: тепловая нагрузка Q₀ = 1916,7 кВт; температура кипения аммиака t_o= — 27,5 °С; температура хладоносителя на выходе из испарителя t_Х2= — 23,5 °С.

В качестве хладоносителя  используем водный раствор хлорида  кальция, концентрация которого определяется из условия незамерзания раствора до температур, на 7—10 ^СС ниже tо [13]. Температура начала затвердевания раствора