Расчет холодильной установки

 

t₃<t_o— (7—10 °С) = — 27,5 — (7) = — 34,5 °С.

Выбираем раствор массовой долей соли x=0,266, tз= —34,5 °С, плотностью при 15 °С, равной р₁₅= 1250 кг/м³.

При закрытой системе охлаждения обычно используют горизонтальные кожухотрубчатые испарители, в которых температура хладоносителя снижается на 3—6°С. Примем t_х=3°С; тогда температура хладоносителя на входе в испаритель

t_х1 = t_x2 + t_х = -23,5+3 = -20,5 °С.

Средний температурный  напор в испарителях находим, упрощая уравнение (2.6) для случая t_о — const:

_{= -20,5+23,5 / ln (-20,5+27,5/-23,5+27,5) = 5,36}°С

Средняя температура  хладоносителя в испарителе

t_х = t₀ + = — 27,5+ 5,36 = — 22,14 °С.

Физические свойства водного раствора хлорида кальция  массовой долей х= 0,266 при t_х= - 3,64 °С [7]: плотность р_х = 1258 кг/м³, вязкость µ=8,2* 10^-6 м²/с, теплоемкость с_x = 2,79 кДж/(кг*К), теплопроводность λ = 0,51 Вт/(м-К), коэффициент объемного расширения β= 3,4* 10^-4 К.

Коэффициент теплопередачи  аммиачных кожухотрубчатых испарителей  колеблется в пределах 250 - 580 Вт/(м²-К) в зависимости от плотности, температуры и скорости хладоносителя [7, 10, 11]. Для данных условий примем ориентировочно К = 350 Вт/(м²-К); тогда плотность теплового потока

q_f = = 350*5,36 =1876 Вт/м*.

Необходимая поверхность  теплообмена составит:

F=Q/q_F=1916690/1876 = 1021,7 м².

Подбираем [10, 11] 2 аппарата типа ИТГ-500 (F = 580 м²).

 

Подбор и  расчет конденсаторов. Исходные данные: тепловая нагрузка Q^кд = 2785,5 кВт; температура конденсации аммиака t_К = 34,7°С; температура воды на входе в аппарат t_в1=26,7°С; температура воды на выходе из аппарата t_в2 = 30,7°С.

При оборотной системе  водоснабжения холодильной установки обычно применяют кожухотрубчатые конденсаторы. Ориентировочно коэффициент теплопередачи для аммиачных аппаратов такого типа K = 800 Вт/(м²*К) (7, 8]. Средний температурный напор в конденсаторах

θ_к=(t_в1-t_в2)/ln[(t_k-t_в1)/(t_k-t_в2)]= 5,77 °С. (12.15)

Плотность теплового потока

q_F=KQ_k =800*5,77 =4616 Вт/м²

Необходимая поверхность  теплообмена ориентировочно составит

F=Q/q_F=2785500/4616 = 600 м².

Подбираем [10, 11] два конденсатора типа КТГ-300 (F = 300 м²).

 

Подбор вспомогательного оборудования. Вспомогательное оборудование аммиачного контура (маслоотделители, ресиверы, отделители

жидкости) подбирают по техническим данным основного холодильного оборудования с учетом эксплуатационных норм. Маслоотделитель выбираем по диаметру нагнетательного патрубка компрессора и проверяем скорость паров в аппарате. Диаметр нагнетательного патрубка . В соответствии с этим подбираем [7, 12] маслоотделитель циклонного типа марки 100МО (диаметр корпуса D = 0,426 м). Скорость паров в сосуде не должна превышать 1 м/с [13]. Рассчитаем скорость паров:

w=4m^*v₂/(лD²) =4*0,5832*0,125/(3,14*0,462 ²) =0,435 м/с < 1 м/с, (12.16)

где т* — массовая производительность одного компрессора в условиях расчетного цикла; v₂ — удельный объем паров на линии нагнетания.

Некоторое количество масла все же уносится в систему и скапливается в нижней части аппаратов, откуда периодически удаляется через маслосборник (на схеме не показан). В холодильной установке данной производительности достаточно использовать один маслосборник марки 300СМ.

В качестве ресиверов  используют горизонтальные цилиндрические сосуды. Емкость линейных ресиверов определяют, исходя из возможности создания запаса аммиака в количестве 45 % емкости испарительной системы с учетом их 50 %-ного заполнения в рабочем режиме [13]:

_лр = 0,45 ^и/0,5 = 0,45* 2* 7/0,5 = 12,6 м³.

В нашем случае установлены  два испарителя ИТГ-500: объем межтрубного  пространства каждого испарителя V^и = 7 м³. Необходимая емкость обеспечивается установкой двух линейных ресиверов марки 2РВ [7, 12].

Емкость дренажного ресивера определяют, исходя из возможности  приема жидкого аммиака из наиболее крупного аппарата (в данном случае испарителя) с учетом предельного заполнения не более 80 % объема:

_ДР=1,2V^И= 1,2*7 = 8,4 м³.

Устанавливаем один дренажный ресивер марки 9РД емкостью 9м³.

Отделители жидкости устанавливаем после каждого  испарителя и подбираем по диаметру парового патрубка испарителя. Для  испарителя ИТГ-500 диаметр парового патрубка d=400 мм; устанавливаем отделители жидкости марки ОЖ-400 [7, 12] с паровым патрубком диаметром d=400 мм, диаметр сосуда D=1500 мм. Скорость паров в сосуде не должна превышать 0,5 м/с [13]:

w = 4m^uv₁/( л D²) =4*0,8748*0,9/(3,14*1,5²) =0,45 м/с < 0,5

Массовый расход аммиака  через один испаритель в условиях расчетного цикла находим как половину общего массового расхода аммиака в установке:

m^и = 0,5 _i=0,5*1,7496=0,8748 кг/с.

При эксплуатации холодильной  установки в верхней части  конденсаторов и ресиверов скапливаются неконденсирующиеся газы (обычно воздух). При этом повышается общее давление в линии нагнетания и ухудшается интенсивность теплообмена в конденсаторах, что в конечном счете приводит к росту затрат энергии. Удаление воздуха осуществляется автоматическим воздухоотделителем (на схеме (рис.1) не показан). Один воздухоотделитель типа АВ-4 обеспечивает удаление воздуха из установки холодильной мощностью до 1700 кВт [13].

 

1.4. Расчет контура  хладоносителя

При использовании закрытых охлаждаемых аппаратов и кожухотрубчатых испарителей применяют закрытые двух- или трехтрубные схемы циркуляции, в которых отсутствует свободный уровень хладоносителя, находящийся под атмосферным давлением. В данном случае использована двухтрубная схема (рис. 6). Хладоноситель после насосов  направляется в испарители 2 холодильной установки и далее через расходомер в фильтр 3 — к коллектору 4, установленному обычно в технологическом цехе.

Поток хладоносителя, охлажденный  в испарителях до заданной температуры, разделяется по объектам охлаждения (на схеме конденсатор бензола 5), где подогревается. Потоки подогретого хладоносителя от всех объектов охлаждения объединяются коллектором 7 и по общему трубопроводу подаются к насосам. Для компенсации температурных изменений объема хладоносителя установлен расширительный бак 6 в самой верхней точке циркуляционного контура (на 1—2 м выше верхней отметки объектов охлаждения). Расширительный бак соединен с обратным коллектором, избыток хладоносителя при тепловом расширении сливается в приемный бак. В циркуляционном контуре обычно устанавливают датчики приборов местного и дистанционного контроля температуры, давления и расхода хладоносителя, исполнительные органы систем автоматического пуска и остановки насосов, подключения объектов охлаждения.

При проектировании контура  хладоносителя необходимо рассчитать сечение трубопроводов, определить падение давления в отдельных элементах и в контуре в целом, подобрать насосы и определить расход энергии на циркуляцию хладоносителя, а также рассчитать объем расширительного бака.

Все коммуникации для  хладоносителей, независимо от параметров, относятся к категории V; при этом используют электросварные трубы [13].

По уравнениям раздела 1.1 рассчитаны параметры трубопроводов  хладоносителя на внешних коммуникациях от холодильной станции до коллекторов в технологическом цехе и трубопроводов внутренней разводки от коллектора к аппаратам конденсации толуола.

Гидравлическое сопротивление  испарителя ИТГ-500 рассчитывают как  сумму сопротивлений трения в  трубах и местных сопротивлений. Общее падение давления в циркуляционном контуре хладоносителя ЛР_С=201,4 кПа.

 

Насосы для циркуляции хладоносителя  подбирают по объемной производительности и необходимому напору. Общий объемный расход хладоносителя

=1916,69/(1258*2,79*3) =0,182 м³/с.

Необходимый напор насоса для замкнутого циркуляционного  контура равен общему гидравлическому  сопротивлению сети, т. е. Р_Н> P_С = 201,4 кПа. Для водных растворов обычно применяют центробежные насосы консольного типа. Устанавливаем 2 рабочих и 1 резервный насос 8К-12 (объемная производительность насоса V_и  = 0,094 м³/с, к. п. д. насоса η_н=0,79, мощность электродвигателя W=37 кВт [7]). Мощность на валу насоса при напоре, равном сопротивлению сети:

 = 0,094*201,4/0,79 = 23, 964 кВт.

Коэффициент загрузки асинхронного двигателя (см. рис. 12.5)

K₃ = W_H/W=23,964/26=0,65.

К.II.Д двигателя η_дd = 0,8; к. п. д. передачи n_п=1. Электрическая мощность, потребляемая двигателем одного насоса, равна

W_э=W_н/(n_пn_дв) = 23,964/(1*0,8) =30 кВт.

Общий расход энергии  на циркуляцию хладоносителя в холодильной  установке W_x= 60 кВт.

 

 

1.5. Расчет системы  оборотного водоохлаждения

Проектирование системы  оборотного водоохлаждения предполагает подбор и поверочный расчет вентиляторных градирен, расчет трубопроводов, подбор циркуляционных насосов и определение расхода энергии на работу системы водоохлаждения.

Подбор и расчет градирен выполним упрощенно, используя рекомендации [13]; более точные подходы к расчету водоохлаждающих систем различных типов изложены в [14, 15].

Подбор и  расчет вентиляторных градирен. Исходные данные: тепловая нагрузка Q =2785,5 кВт; расход охлаждаемой воды m = 166,2 кг/с; температура воды на входе в градирню t_в2 =30,7°С; температура охлажденной воды t_в1 = 26,7°С. Состояние наружного воздуха: t_н = 28°С, = 68 %.

Предварительно определим  тип градирен и их число, задаваясь  ориентировочным значением удельной тепловой нагрузки q_F  или плотностью орошения g. Для вентиляторной пленочной градирни ширину зоны охлаждения (т. е. охлаждение воды в градирне) примем равной подогреву в конденсаторах t_в = t_в2— t_B1=4°C, пренебрегая тепловым эффектом притока свежей воды на подпитку системы (не более 10 %). Плотность орошения обычно находится в пределах 2,5—3 кг/(м²с): примем g=2,5 кг/(м²с) [13]. Удельная тепловая нагрузка (на единицу площади сечения градирни) равна

 = 2,5*4.19*4=41,9 кВт/м².

Необходимая суммарная  площадь поперечного сечения  охлаждающих устройств

F=Q/ = 2785,5/41,9 =64,64 м²,

что обеспечивается 10 градирнями ГПВ-320 [13].

Поверочный расчет градирни сводится к определению действительного  теплового потока на основе уравнения [13]:

Q_гр=

где — эмпирический коэффициент, имеющий смысл потока Рейнольдса [14], кг/(м²*с); F — поверхность соприкосновения воды с воздухом, м²; _ср — средняя разность энтальпий влажного воздуха в потоке и в пограничном слое у поверхности воды, кДж/кг. Средняя разность энтальпий для противотока равна:

где и — энтальпии насыщенного воздуха при температуре воды на входе t_в2 и на выходе t_в1 , и — энтальпии воздуха на входе и на выходе.

Энтальпии , и находим по диаграмме I — х для воздуха (рис. 12.7): = 64 кДж/кг;     =82 кДж/кг, = 104 кДж/кг. Энтальпию воздуха на выходе из градирни найдем из уравнения теплового баланса градирни:

 

где т'_в  - массовый расход воды через одну градирню:

т'_в = m_B /10=166,2/10 =16,6 кг/с;

m_вх — массовый расход воздуха [13]:

m_вх =V_вхp_вх=16,9*1,147= 19,4 кг/с;

= ( — ) / (x₂ — x₁)   - отношение, характеризующее процесс изменения состояния воздуха; для летнего режима, близкого к изотермическому, е = 2500 кДж/кг [13]. Из уравнения находим

 

80 кДж/кг

По диаграмме I — х находим конечное состояние воздуха в процессе (см. рис.7). При e = 2500 кДж/кг и I₂ = 80 кДж/кг ф₂ = 50%, что вполне допустимо. Находим среднюю разность энтальпий:

I_ср=20,86 кДж/кг.

Коэффициент для щелевой и сотоблочной регулярной насадки рассчитывают по  уравнению [13]:

= 0,284 (w_р)⁰⁵⁷g²⁹ [L/d_s)^-0,515 ,

где (w_p) массовая скорость воздуха в свободном сечении насадки; g_вp— плотность орошения на 1 м смоченного периметра;  L — высота насадки; d_э — эквивалентный диаметр щели (d_э=3,65 мм) [13].

Подставив численные  значения, получим:

w_p = т_вх/F_воз = 19,4/4,1 = 4,73 кг/ (м² с);

g_вp = m_в`/(F_псF_v) = 16,62/(6,5*690) = 3,7*10^-3 кг/(мс);

 L=F_r /(F_L.F_nc) =772/(690*6,5) =0,172 м.

Значения поверхности градирни F_гp, удельной поверхности насадки F_v, поперечного сечения F_пc и свободного сечения для воздуха F_воз взяты из [13].

Уравнение (12.21) применимо  для режима пленочного течения при w_p < 5 кг/(м²*с); g_вр< 1.7*10^{- 2} кг/(м*с) и L/d_э<70, что соответствует данному расчету. Коэффициент в градирне равен

= 0,284 (4.73)^0,57 (3,7*10^-3)^0,29 (172/3,65)^-0,515 = 18,267*10^-3 кг/(м²*с).

Находим тепловой поток  для одной градирни:

Q_rp= 18,267*10^-3*20,86*772 = 294,119 кВт.

Возможная тепловая нагрузка 10 градирен Q = 10Q_гр = 10*294,119= 2941,2 кВт, что больше расчетной на 5,3 %

Расчет энергии на привод 2 вентиляторов градирни ГПВ-320 равен:

W_BT = V_воз P_поз/ (1000n_вn_пn_д) = 16,9*187/(1000*0,5*1*0,85)=7,4 кВт.

При этом напор, развиваемый вентилятором, равен сумме сопротивления градирни и потери напора на выходе: