МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
ХАРЬКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ПИТАНИЯ И ТОРГОВЛИ
кафедра холодильного оборудования
Расчетно-графическая работа
на тему: “Расчет цикла одноступенчатой паровой холодильной машины,
определение параметров хладагента.
Подбор компрессора и конденсатора”
Таким образом, этот центр покрывает базовую нагрузку. Отдельные холодильные машины подключаются или отсоединяются в фиксированной последовательности в зависимости от нагрузки. Это происходит потому, что потребность в охлаждении внешнего кондиционера для кондиционирования чистых помещений зависит не только от внешней температуры, но и от внешней влажности.
Оставшаяся система охлаждения состоит из старой холодильной машины, которая включена вручную, и холодильной машины для абсорбции, которая не может быть интегрирована в какую-либо последовательность переключения в результате особых граничных условий, связанных с процессом, и поэтому не является частью этого исследования. Этот охлаждающий центр покрывает оставшийся ежегодный спрос на охлаждение.
Выполнил: студент 3-го курса
гр. М- 17 ФОТС
Мошнин Е. С.
Проверила:
Петренко Е. В.
Харьков 2010
1. Задание для РГР………………………………………………………………3
2. Тепловой расчет………………………………………………………………4
3. Подбор компрессора холодильной машины…………………………………7
4. Подбор электродвигателя КМ………………………………………………...8
Охлаждение охлаждающих машин в охлаждающих устройствах осуществляется с помощью испарительных охлаждающих труб. Тем не менее, есть также охлаждающие машины с использованием воздушных конденсаторов. В дополнение к соответствующим холодильным машинам, которые используются в охлаждающих устройствах, абсолютно необходимо учитывать соответствующие ситуации повторного охлаждения при исследовании. Из имеющихся данных измерений была получена характеристика частичной нагрузки для отдельных машин. Кривые частичной нагрузки очень похожи, но на разных уровнях с точки зрения эффективности установки.
5. Подбор конденсатора…………………………………………………………9
6. Вывод………………………………………………………………….……..10
7. Приложение (диаграмма i- lgp со встроенным циклом одноступенчатой паровой холодильной машины)
1. Задание РГР
Выбрать и подобрать холодильное оборудование (компрессор и конденсатор) для холодильной установки производительностью Q 0 = 2 кВт с циркуляционным водоснабжением. Холодильная установка обслуживает камеру первой стадии двух этапного замораживания мяса на холодильнику мясокомбината который расположен в городе Каменск-Подольск поддержание заданной температуры воздуха t п = - 12°С в холодильной камере совершается при помощи батарей охлаждения.
Из этих метрологических заездов был получен типичный курс, который переносится на другие машины с водяным охлаждением без явных данных измерений. Тогда конкретное поведение частичной нагрузки возникает из-за масштабирования этого типичного курса с соответствующими доступными рабочими точками. Следует отметить, что с идентичными холодильными машинами могут возникать разные уровни эффективности.
Причиной этого является то, что спецификации изготовителя представляют собой расчетные значения для работы в оптимальных условиях. Далее мы обсудим моделирование охлаждающих машин, а затем рассмотрим иллюстрацию градирен. После того, как поведение частичной нагрузки было определено из анализа рабочих данных для каждой холодильной машины, на следующем этапе процесса проводится кусочная линеаризация этих потерь. Поведение частичной нагрузки каждой машины было линеаризовано двумя внешними и тремя внутренними опорными точками для минимизации среднеквадратической ошибки, в результате чего оптимальное положение опорных точек определялось как часть используемого метода линеаризации.
Рисунок 1. Одноступенчатая холодильная машина, что работает по теоретическому циклу: а – принципиальная схема (В – испаритель; ВР – отделитель жидкости; РВ – регулирующий вентиль (дросель); ПО – переохладитель; КД – конденсатор; КМ – компресор); б – построение цикла в диаграмме S – T; в – построение цикла в диаграмме lgp-i.
2. Тепловой расчет
Результат такой линеаризации показан на рисунке 6. В дополнение к охлаждающим машинам необходимо детальное рассмотрение и моделирование градирен. Основная проблема моделирования испарительных охлаждающих трубок заключается в том, чтобы описать зависимость охлаждающей способности от температуры влажного термометра. Основное поведение градирни показано на рисунке 7. Пока достаточна охлаждающая способность градирни, можно поддерживать заданное значение температуры охлаждающей воды. В этой области потребность в мощности градирни соответственно увеличивается с температурой влажной лампы до момента, когда достигается максимальная мощность охлаждения и, соответственно, максимальная электрическая мощность.
Рабочий режим холодильной установки характеризуется температурами кипения t o , конденсации t к , переохлаждения (жидкого хладагента перед регулирующим вентилем) t пер , всасывания (пары на входе в компрессор) t вс .
При определении расчетных параметров окружающего воздуха учитываем температурный режим летнего периода.
Расчёт системы оборотного водоснабжения
С этого момента желаемая температура охлаждающей воды больше не может поддерживаться, и это увеличивается. Пунктирная кривая иллюстрирует ход с меньшей мощностью охлаждения, подлежащей рассеиванию. Для большинства блоков градирни данные измерений были недоступны по всей площади. Условия, в которых заданное значение температуры охлаждающей воды больше не поддерживалось, происходило в течение периода измерения только для нескольких градирен. Однако из измеренных данных и установленной электрической мощности можно определить максимальную мощность охлаждения, подлежащую рассеиванию, при сохранении заданной температуры, для каждой температуры влажной лампы.
Расчетные параметры воздуха для города: Запорожье
t з.п. - (температура воздуха летняя) t з.п. = + 33 0 С ;
φ з.п . - (относительная влажность воздуха - летняя) φ з.п = 39 %.
За i- в диаграммою (приложеним 2) для влажного воздуха находим первоначальное значение энтальпии, которое соответствует температуре воздуха летнего месяца и относительной влажности воздуха в этом месяце следовательно i = 67кДж/кг .
Соответствующая процедура проиллюстрирована на рисунке 8. Холодопроизводительность, из которой температура охлаждающей воды больше не поддерживается, была, таким образом, построена по сравнению с различными температурами влажных ламп. Затем функция полиномиальной компенсации прикладных точек обеспечивает функциональное соединение для моделирования. Моделирование сухих охладителей производится аналогичным образом. Потребность в энергии вентиляторов линейно возрастает при постоянной температуре разжижения, если она может поддерживаться.
После определим температуру по влажному термометру t м.т. = 22 0 С , (пересечение линии i = 64 кДж/кг , которая характеризует содержание теплоты в воздухе, с линиею φ = 100 % ).
Температура обратной воды t w (води, что подается на конденсатор) принимают на 3...4 0 С выше температуры влажного термометра, следовательно, принимаю:
Результатом является эквивалентная кривая, как показано на рисунке 7, за исключением того, что ордината представляет собой температуру потока, а абсцисса - наружная температура. Каждый компонент содержит гибридную математическую модель нелинейных алгебраических уравнений и линейных уравнений оптимизации. Первая нелинейная часть модели используется для определения параметров модели линейной оптимизации. Этими параметрами являются, например, зависящее от температуры поведение частичной нагрузки или тому подобное.
Коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изоляции
С помощью этих параметров можно определить оптимальный режим работы. Этот оптимум используется во втором компоненте нелинейной модели для определения переменных результата. Оптимальная была определена для каждой из этих кнопок. Эта процедура проводилась для различных наружных температур и внешней влажности.
t w = t м.т. + 3= 23 + 3 = 25 0 С.
Используя исходящие данные, учитывая, что конденсатор входит в состав холодильной установки, которая обслуживает холодильную камеру для замораживания мяса и работает на циркуляционной воде выбираем испарительный конденсатор. В конденсаторах такого типа сравнительно небольшой расход циркуляционной воды, поэтому не нужна установка специального устройства для охлаждения воды.
На рисунке 10 показан пример такой рампы для определенного внешнего воздуха. Рампа содержит численно оптимальный стиль движения для каждого случая частичной нагрузки с шагом 100 кВт. Охлаждающие агрегаты на диаграмме дифференцированы. Численно оптимальная последовательная схема для каждого случая частичной нагрузки является результатом последовательности машин снизу вверх.
Численно оптимальные заказы переключения для различных нагрузок компрессора и условий окружающей среды теперь должны быть уменьшены до одной технической последовательности переключения на интервал состояния окружающей среды. Это делается для того, чтобы количество операций переключения можно было поддерживать как можно ниже и потому, что необходимо учитывать инерцию системы. Практичность и практическая деятельность не должны быть излишне сложными.
Определяю рабочий режим работы холодильной машины. В качестве хладагента принимаю аммиак.
Температуру кипения t o принимаю в зависимости от температуры помещения и способа охлаждения. При охлаждении помещения при помощи батарей охлаждения температура кипения хладагента определяю как t о = t п - (7...10) 0 С следовательно:
Также важно, чтобы результирующая последовательная схема рассмотрела следующие основные соображения. Чтобы спрос на охлаждение всегда можно было покрыть во всех областях, при работе с базовой нагрузкой необходимо эксплуатировать хотя бы одну большую охлаждающую машину, которая может компенсировать эти колебания, оставаясь при благоприятном диапазоне частичной нагрузки.
В таблице 1 приведены последовательные технические схемы для пяти выбранных условий окружающей среды, характеризующихся температурой влажной лампы. Красные ячейки соответствуют низкой приоритетности по сравнению с последовательностью переключения слева, а зеленые - более высокой приоритетностью. Суммирование левых двух порядков в летнем режиме, а правильные три переключения в зимний режим не приводит к существенной разнице в порядке переключения в этих двух режимах работы летом и зимой.
t о = t п - 10 = -12 - 10 = -22 0 С .
Для предотвращения влажного хода компрессора пара хладагента перед ним перегревается. Для машины, которые работают на аммиаке, безопасность работы обеспечивается при перегреве пара на 5...15 0 С .
Принимаю температуру пара хладагента на 7 0 С выше температуры кипения:
С этим резюме различных технически оптимизированных последовательных переключений на два режима работы летом и зимой, реализация в соответствующие программы управления значительно упрощена. Расчет преимуществ этих вновь определенных последовательных схем со второй имитационной моделью привел к экономии потребления электроэнергии для примера применения 14, 5%. Это сокращение связано в основном с тем, что средняя загрузка мощностей соответствующих активных машин увеличилась с 69, 7% до примерно 79, 2%.
Рассчитываем теплоизоляцию трубопроводов. По которым хладоноситель выходит из испарителя. Сопротивление теплопередачи
Была представлена методология, как оптимизировать систему охлаждения с помощью инструментов моделирования. Количество различных последовательных схем может быть уменьшено до технически управляемого и легко реализуемого варианта с летним и зимним режимами.
t в.с. = -22 + 7 = -15 0 С.
Температура конденсации для испарительного конденсатора определяю по приложению 3. Учитывая условия окружающего воздуха (t з.п = +33 0 С , φ з.п. = 0.39 ) и плотность теплового потока q F , що для випарних конденсаторів становить: q F = 2000Вт/м 2 , принимаю температуру конденсации t k =+37 0 С .
Киршбаум, С.: Разработка программного пакета для моделирования процессов промышленного производства в энергетических аспектах. В качестве хладагента предусмотрен компрессор-компрессор с аммиаком, в котором блок-компрессор расположен в полугерметичной или герметичной оболочке. Атмосферные части аммиачной части мотор-компрессорной установки изготовлены из аммиачно-стойких материалов. В герметичной или полугерметичной герметизации электродвигатель устроен так, что он подвергается воздействию по существу только статической аммиачной атмосферы.
Температура переохлаждения жидкого хладагента принимаю на 5 0 С выше температуры циркулирующей воды:
t пер = 25 + 5=30 0 С .
По полученным температурам (t o , t к , t вс , t пер ) выполняем построение цикла одноступенчатой паровой машины в диаграмме lgр – і, нумерацію узловых точек расставляем соответственно с рис. 2
Это приводит к более низкой коррозионной активности по сравнению с текучим аммиаком. Для кондиционирования воздуха с температурой воздуха, намного превышающей внутреннюю температуру, можно ожидать благодаря использованию управления скоростью с экономией электропривода с экономией не менее 15%. Контур рассола приносит в этом случае в сочетании с конденсатором с воздушным охлаждением никаких дополнительных преимуществ, поскольку его энергетический положительный эффект основан на использовании низких внешних температур.
В нижеследующем описании дополнительных вариантов осуществления изобретения идентичные ссылочные позиции используются для идентичных или соответствующих компонентов. На фиг. 6 показан второй вариант осуществления настоящего изобретения, который отличается от варианта осуществления по фиг. 1, по существу, тем, что предусмотрены две схемы 23 и 26 рассола. Контур 26 рассола подобен рассольному контуру 23, циркулируемому жидкостным насосом 24 и проходящим через второе теплообменное устройство.
Рисунок 2. Построение цикла одноступенчастой паровой холодильной машины в диаграмме lgр – і
Результаты определения параметров холодильного агента фиксируем в таблице 1.
Таблица 1
Параметри холодильного агента в узловых точках
С целью предотвращения конденсации влаги из окружающего воздуха на покровном слое тепловой изоляции трубопроводов с температурой ниже температуры окружающего воздуха проверяем толщину изоляционного слоя для поверхностей трубопроводов, расположенного в помещении
Через линию 30 и трехходовой смеситель 32 с электродвигателем поток контура 26 хладагента соединен с потоком контура 23 хладагента. Через линию 34 и обратный клапан 36 возвращение контура 26 хладагента связано с возвратом контура 23 хладагента. Положение трехходового смесителя 32 через температурный датчик 38, который расположен в возврате второго контура 26 хладагента. В результате мощность охлаждения, предусмотренная во втором устройстве 28 теплообменника, регулируется небольшим смешением очень холодного рассола или охлаждающей жидкости из первого контура 22 рассола в сравнительно более теплый второй контур 26 рассола.
|
Номер точки |
Параметры |
|||||
|
p, МПа |
v,м 3 /кг |
i, кДж/кг |
s,кДж/кг ·К |
состояние агента |
||
|
сух.насыщ.пар |
||||||
|
сух.перегрет.пар |
||||||
|
перегретый.пар |
||||||
|
сух.насыщ.пар |
||||||
|
насыщеная.жид |
||||||
|
пер. жидкость |
||||||
|
влаж.насыщ.пар |
||||||
Тепловой расчет одноступенчастой холодильной машины:
Удельная массовая холодопроизводительность:
q 0 = i 1´ - i 4 ,=1440-330= 1110 (кДж/кг),
Удельный обьем холодопроизводительности:
q v = q 0 /v 1 ,=1 110 /0.77 =1441 (кДж/м 3 ),
Удельная теоретическая работа сжатия:
q вн = i 2 - i 1 ,=1 800 -1440= 360 (кДж/кг),
Теплота что получает 1 кг холодильного агента в конденсаторе:
q к = i 2 – i 3 ",=1 800 - 370=1 430 (кДж/кг),
Теплота что получает 1 кг холодильного агента в переохладителе:
q по = i 3 " - і 3 ,=370 - 330 = 40 (кДж/кг),
Теплота что получает 1 кг холодильного агента в конденсаторе и переохладителе:
q к+ по = i 2 - і 3 , =1 800 - 330=1 470 (кДж/кг),
Тепловой баланс холодильной машины:
q = q 0 +q вн ,=1110 + 360 =1 470 (кДж/кг),
Теоретический холодильный коэффициент:
= q 0 /q вн , =1 110 / 360= 3,1
Холодильный коэффициент холодильной машины, что работает на обратном цикле Карно при тех же температурах кипения и конденсации:
к = Т 0 /(Т к – Т 0 )=(273-22)/((273+ 33) - (273-22))= 4,2
3. Подбор компрессора
Из условия известно, что Q 0 = 2 кВт тогда:
1. Расшитую массовую производительность компрессора:
G 0 = Q 0 /q 0 , =2/ 1110 = 0, 0018 (кг/с),
2. Обьем пара хладагента, что всасывается компресором холодильной машины:
V 0 = G 0 · v 1 ,= 0,0018 · 0,8= 0,0014 (м 3 /с)
3. Рассчитываю коэффициент подачи компрессора λ:
λ = λ с · λ´ w =0, 64 0 · 0,8=0, 5
Рассчитываю объемный коэффициент λ с с учетом того, что для компрессоров, что работают на аммиаке относительное мертвое пространство С = 0,045 , показатель политропы расширения (для аммиачных компрессоров m = 0,95...1,1 )
Коэффициент λ´ w учитывающий объемные потери, что происходят в компрессоре, рассчитываю по формуле:
λ´ w = Т 0 / Т к =251/ 310= 0,8
Проверяем по диаграмме коэффициент подачи компрессора, учитывая
П = Рк/ Ро (степень сжатия) П = 0,105 при λ =0, 5.
4. Описываемый обьем:
V h = V 0 /λ, = 0,0014/ 0,5=0,0028 (м 3 /с)
Подбираю по этому обьему компрессорный агрегат это 1А110-7-2.
Для окончательного выбора выполним рассчет и підбор електродвигателя КМ.
4. Подбор электродвигателя КМ
1. Определяем сначала теоретическую (адиабатную) мощность N T (у кВт) компресора:
N t = G 0 · q bh =0, 0018 · 360 = 0.64 кВт.
2. Определяю действительную (индикаторную) мощность N i (у кВт) компресора:
N i = N T / η і , =0,64/ 0,79 = 0,8 кВт.
Индикатор к.п.д. принимаю по среднему значению.
3. Рассчитаем эффективную мощность КМ:
N e = N i / η =0,8/ 0,87= 0,9 кВт.
По определенной эффективной мощности N e (у кВт) на валу компрессора (по приложению 5) подобрал электродвигатель АОП 2-82-6 к компрессору с запасом мощности 10…15%. Это не относится ко встроенным электродвигателям мощность которых может быть значительно меньше.
5. Подбор конденсатора
Для подбора конденсатора холодильной машины сначала нужно определить тепловую нагрузку на конденсатор Q k (у кВт).
1. Действительная тепловая нагрузка с учетом потерь в процессе сжатия определяю по формуле:
Q k d = Q 0 + N i = 2 + 0,8 = 2,8 кВт
Q k t = G 0 · q к+п = 0,0018 · 1470= 2, 7 кВт.
3. Так как Q k d > Q k t = 2,8 > 2,7 , следовательно, тепловая нагрузка ниже, чем действительная тепловая нагрузка.
При расчете параметров был принят испарительный конденсатор с удельный тепловым потоком q F = 2000 Вт/ м 2
Потребная площадь теплопередающей поверхности конденсатора:
F = Q k/ q = 2,7 / 1 470 = 0,0018 м 2
По приложению 6 принимаю конденсатор испарительный ИК – 90 с площадью поверхности основной секции 75 м 2 следовательно принимаю для установки две такие секции с суммарной площадью 150 м 2
6. Вывод
При расчете рабочего режима холодильной машины и подбирая к ней холодильное оборудование, я освоил основу и принципы работы холодильного агрегата для замораживания мяса. Научился исходя из исходных данных (температуры воздуха и относительной влажности его) находить и рассчитывать температуры: кипения, конденсации, всасывания и переохлаждения. И вписывать эти значения характеризующие параметры и агрегатное состояние хладагента (аммиака) в диаграмму lgp – i.
Так же при выполнении РГР научился правильно и экономно подбирать необходимое оборудование (конденсатор, компрессор и двигатель к нему).
Важнейшими параметрами, от которых зависит мощность выбираемого холодильного агрегата являются следующие:
- объём холодильной камеры
- температурный режим камеры
- температура окружающей среды
- толщина стенок камеры
- скорость обновления товара в камере
В первую очередь мощность агрегата зависит от объема холодильной камеры
– чем больше объём, тем больше мощность.
Модельный ряд холодильных агрегатов Ариада для охлаждения камер представлен как моноблоками, так и сплит-системами, которые работают в двух температурных режимах
:
- Среднетемпературные моноблоки - AMS и сплит-системы - KMS , поддерживают температуру внутри камеры +5…-5 °С.
- Низкотемпературные моноблоки – ALS и сплит-системы – KLS с рабочей температурой -18 °С.
При среднетемпературном режиме работы (+5…-5 °С) хранится большинство пищевых продуктов как овощи, фрукты, колбасы сыры, напитки, молоко. При низкотемпературном режиме (-15…-20 °С) хранятся замороженное мясо, рыба, мороженое.
Температура окружающей среды
очень существенно влияет на выбор холодильного агрегата. В большинстве случаев она колеблется в диапазоне от +20 до +40 °С. Неправильное определение внешней температуры, может привести к выбору маломощного агрегата, что впоследствии, может вылиться в снижение срока хранения продуктов или даже их порчу.
Конечно стенки толщиной 100 мм актуальны для низкотемпературных камер или для камер с большим объемом 50-80 м3, но на практике большинство камер имеет толщину стенок 80 мм
.
Скорость обновления товара в камере
особенно важна для низкотемпературных режимов, так как, в момент помещения в камеру товаров происходит увеличение температуры окружающей среды в камере, вызванное более высокой температурой помещаемых в нее товаров и потери холода при открывании двери. Все это может влиять на выбор холодильного агрегата. Стандартный расчет холодильного агрегата основан на величине 10% обновления объема камеры в течение 1 суток.
Достаточно точно подобрать необходимый холодильный агрегат можно с помощью таблиц, предоставляемых производителем холодильных агрегатов. Например, ниже приведены таблицы подбора холодильных агрегатов Ариада для холодильных камер с толщиной стенок 80 мм.
Таблица "Подбор среднетемпературных агрегатов Ариада для холодильных камер разного объёма"
Таблица "Подбор низкотемпературных холодильных агрегатов Ариада для камер разного объёма"
В них в вертикальных блоках указаны температурные режимы хранения продуктов, а в горизонтальных блоках марка холодильного агрегата и температура окружающей среды. На пересечении выбранных условий указан максимально допустимый объем холодильной камеры с толщиной стенок 80 мм.
Например, мы имеет холодильную камеру Ariada КХН-14,9 и объемом 14,9 м3.
Нам требуется хранить продукты при температуре -18 °С.
Температура окружающей среды + 30 °С.
Исходя из второй таблицы, нам требуется либо моноблок ALS 220, либо сплит-система KLS 220 с максимально допустимым, при заданных условиях, объёмом камеры 18 м3.
