Название: Расчёт холодильных установок

Вид работы: реферат

Рубрика: Промышленность и производство

Размер файла: 312.74 Kb

Скачать файл: referat.me-301724.docx

Краткое описание работы: МОРДОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ Н.П.ОГАРЕВА Институт механики и энергетики Кафедра теплоэнергетических систем КУРСОВАЯ РАБОТА РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК

Расчёт холодильных установок

МОРДОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИМЕНИ Н.П.ОГАРЕВА

Институт механики и энергетики

Кафедра теплоэнергетических систем

КУРСОВАЯ РАБОТА

РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК

Автор курсовой работы ____________________________________ Хрестин Д.А.

(подпись) (дата)

Специальность 140106 ЭОП

Обозначение курсовой работы КР-02069964-140106-76-06

Руководитель работы

канд. техн. наук, доц. _______________________________________ Левцев А.П.

(подпись) (дата)

Работа защищена Оценка

Саранск 2010

МОРДОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИМЕНИ Н.П.ОГАРЕВА

Институт механики и энергетики

Кафедра теплоэнергетических систем

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

Студент Хрестин Д.А.

1 Тема: «Расчет холодильных установок »

2 Срок представления работы к защите ______________________________

3 Исходные данные для научного исследования (проектирования) представлены в таблице 1. Схема холодильной установки представлена на рисунке 1.

Таблица 1 – Исходные данные для проектирования

вариант	хладагент	холодопроизводительность, кВт	температура рассола на выходе из испарителя, ˚С	место назначения установки
76	R717	80	-7	Г. Казань

Рис.1 – Схема холодильной установки

4 Содержание курсовой работы

4.1 Расчёт и построение холодильного цикла по диаграмме lnP-h

4.2 Тепловой расчёт и выбор компрессора

4.3 Тепловой расчет конденсатора

4.3.1. Расчет поверхности конденсатора

4.3.2.Теоретический расчет коэффициента теплопередачи

4.4 Тепловой расчёт испарителя

4.5 Расчёт системы оборотного водоснабжения

4.5.1.Выбор градирни

4.5.2.Выбор насоса

Руководитель работы (проекта)______________________________Левцев А. П.

(подпись, дата, инициалы, фамилия)

Задание принял к исполнению ___________________________ Хрестин Д.А.

дата, подпись

Содержание

Введение ………………………………………………………….................6

1.Расчёт и построение холодильного цикла по диаграмме lnP-h ……….7

2. Тепловой расчёт и выбор компрессора …………………………………10

3.Тепловой расчет конденсатора …………………………………………...13

3.1. Расчет поверхности конденсатора ………………………………...13

3.2.Теоретический расчет коэффициента теплопередачи …………...14

4.Тепловой расчёт испарителя ……………………………………………..17

5.Расчёт системы оборотного водоснабжения ……………………………20

5.1.Выбор градирни ………………………………………………………20

5.2.Выбор насоса …………………………………………………………20

Заключение ………………………………………………………………..22

Список использованных источников …………………………………...23

Введение

Холодильные установки применяются для охлаждения воздуха и создания бо­лее комфортных условий для человека, а также для замораживания грунта при производстве строительных работ, охлаждения продуктов и т.д. В системах те­пло- и газоснабжения в вентиляции холодильные установки применяются глав­ным образом при кондиционировании воздуха. Охлаждение сможет осуществ­ляться при непосредственном использовании льда или холодной воды. Однако наиболее распространена холодильная установка с использованием компрессо­ров или струйных аппаратов.

Эти холодильные установки могут работать по принципу испарения некоторых сжиженных газов или расширения сжатых газов. К паровым следует отнести и абсорбционные холодильные установки, действующие на основе теплохимических процессов. Паровое охлаждение значительно экономичнее газового. Перспективным может оказаться способ охлаждения, основанный на исполь­зовании термоэлектрических и магнитных явлений

1 Расчет и построение холодильного цикла на диаграмме lnP - h

Температура воды на входе в конденсатор:

, (1.1)

где ;

;

-температура мокрого термометра находится по i-d диаграмме Рамзина по расчётной температуре наружного воздуха самого жаркого месяца t_н.р. и относительной влажности φ_н

t_н.р = t_ср.м +t_и.м , (1.2)

где t_ср.м -средняя температура самого жаркого месяца.

Значения t_ср.м и φ_н выбираем из [1]. Для г. Смоленска t_и.м =35⁰ С, t_ср.м =17,1⁰ С, φ_н =77%

t_н.р = 17,1+0,25*35=26⁰ С

По диаграмме Рамзина рис.2 [2] определяем t^н =23⁰ С.

Примем ;

Температура воды на входе в конденсатор составит:

,

Температура воды на выходе из конденсатора

. (1.3)

Средняя температура воды в конденсаторе

. (1.4)

Температура конденсации

, (1.5)

где .

Примем , тогда

Температура кипения хладагента

, (1.6)

где - средняя температура рассола, а - температура рассола на входе.

,

Температура всасывания

, (1.7)

где . Примем, тогда

.

Температура переохлаждения перед регулирующим вентилем

(1.8)

где =3-5°С.

Примем = 5°С , тогда температура переохлаждения перед регулирующим вентилем

.

Этих параметров достаточно для построения холодильного цикла на конкретной диаграмме lgP – h . По построенной диаграмме определим следующие параметры:

2 Тепловой расчёт и выбор компрессора

Удельная холодопроизводительность, кДж/кг

, (2.1)

кДж/кг.

Удельная работа сжатия компрессора на 1 кг пара, кДж/кг

, (2.2)

кДж/кг.

Холодильный коэффициент цикла

(2.3)

.

Масса циркулирующего хладагента, кг/с

, (2.4)

кг/с.

Действительный объем пара, засасываемого в компрессор, м³ /с

, (2.5)

м³ /с.

Объемная холодопроизводительность, кДж/м³

, (2.6)

кДж/м³ .

Индикаторный коэффициент подачи

, (2.7)

где - дисперсии при нагнетании и всасывании которые принимают равными 5-10 кПа .

.

Коэффициент невидимых потерь для бескрейцкопфных компрессоров

, (2.8)

.

Коэффициент подачи компрессора

, (2.9)

.

Теоретическая объемная подача,м³ /с

, (2.10)

м³ /с.

Для стандартных условий

Удельная объёмная холодопроизводительность в стандартных условиях

, (2.11)

где - удельная массовая холодопроизводительность и удельный объем, рассчитанные при стандартных условиях (t _о =-15°С, t _к =30°С, t _вс =-10°С, t _п =-25°С).

.

Индикаторный коэффициент подачи при стандартных условиях

.

Коэффициент невидимых потерь для бескрейцкопфных компрессоров при стандартных условиях

.

Коэффициент подачи компрессора в стандартных условиях

, (2.12)

.

Стандартная холодопроизводительность, кВт

, (2.13)

кВт.

Адиабатная мощность компрессора, кВт

, (2.14)

кВт.

Индикаторный коэффициент полезного действия

, (2.15)

где b = 0,001 -эмпирический коэффициент, равный 0,001 для бескрецкопфных машин,

.

Индикаторная мощность, кВт ,

, (2.16)

кВт .

Мощность трения, кВт

, (2.17)

где P_тр -удельное давление трения: 49-69 Па – для бескрецкопфных прямоточных аммиачных машин.

.

Эффективная мощность, кВт

, (2.18)

кВт.

Мощность двигателя, кВт

, (2.19)

где - КПД передачи 0,96 – 0,99 .

кВт.

По стандартной холодопроизводительности выберем компрессор (табл.1,прил,2[2]) и запишем его характеристики в таблицу .

Таблица 1 - Характеристики компрессора

марка	частота вращения, с-1	ход поршня, мм	теоретическая объемная подача, м3 /с	R717
				холодопро–изводитель-ность,кВт	Потребляемая мощность, кВт
П – 80	24	66	0,05780	91,8	25,5

3 Тепловой расчет конденсатора

3.1 Расчет поверхности конденсатора

Нагрузка конденсатора, кВт

, (3.1.1)

кВт.

Расход охлаждающей воды в конденсаторе, кг/с

, (3.1.2)

кг/с .

Среднелогарифмическая разность температур

, (3.1.3)

Задавшись скоростью воды для аммиачных конденсаторов=2 м/с по (рис.3[2]) определяем коэффициент теплоотдачи .=1,24 кВт/м^{2 0} С.

Коэффициент теплоотдачи в реальных условиях, кВт/м^{2 0} С

, (3.1.4)

где м^{2 0} С/кВт выбираем по табл.1[2]. =0,45 м^{2 0} С/кВт.

кВт/м^{2 0} С.

Внутренняя поверхность теплообмена конденсатора, м² .

, (3.1.5)

м² .

Сделаем перерасчет на наружную поверхность по формуле

(3.1.6)

м² .

По [табл. 1,прил.2] выбираем аппарат с близкой площадью поверхности[2]. Параметры выбранного кожухотрубного горизонтального аммиачного конденсатора представлены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 – Параметры кожухотрубного горизонтального аммиачного конденсатора

Марка	площадь поверхности, м2	габариты, мм				число труб	длина труб, мм	число ходов, s	масса, кг
		диаметр, D	длина, L	ширина, В	высота, Н				аппарата	рабочая
КГТ 32	32	500	4430	810	1230	144	4000	8	1440	1940

Диаметр трубок 25х2,5мм.

3.2 Теоретический расчет коэффициента теплопередачи

Рекомендованное значение коэффициента теплопередачи должно быть проверено по формуле:

, (3.2.1)

где - для гладкотрубных аппаратов,

α_{конд .} -коэффициент теплообмена при конденсации на пучке труб, Вт/м² ּ⁰ С,

Е_н - эффективность наружной поверхности,

α_в - коэффициент теплоотдачи от воды к стене трубы, Вт/м² ּ⁰ С,

R_ст определяется из (таб.1[2]).

F_н /F_вн = F_он /F_овн = d_н /d_вн в гладкотрубных аппаратах.

- коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на пучке труб, Вт/м² ּ⁰ С

, (3.2.2)

, (3.2.3)

где B-приведено в (табл.3,прил.2[2])-коэффициент теплоотдачи одной трубы

- среднее количество труб по вертикали, шт

, (3.2.4)

где n_общ -общее число труб;S_Г , S_В -шаг труб по горизонтали и вертикали.

- коэффициент теплоотдачи от воды к стенке:

, (3.2.5)

Число Нуссельта

, (3.2.6)

Число Рейнольдса

, (3.2.7)

где v – линейная скорость, м/с; d – внутренний диаметр трубки конденсатора принимается по табл. 3.1; λ и υ принимаются по (прил.2 [3]).

Линейная скорость, м/с

, (3.2.8)

, (3.2.9)

где ρ – плотность воды при ; n и s принимаются по табл.3.1

,

Коэффициент теплоотдачи одной трубы В=7677,5 при .

Вт/м² ּ⁰ С,

Вт/м² ּ⁰ С,

,

=1,66м/с,

Число Рейнольдса

,

Число Нуссельта

,

Коэффициент теплоотдачи от воды к стенке

Вт/м² ּ⁰ С,

Рекомендованное значение коэффициента теплопередачи

кВт/м^{2 0} С ,

Оптимальное значение удельного теплового потока определяется графически.

Строятся графики двух тепловых потоков со стороны воды и пара соответственно: и.(рис.1)

, (3.2.10)

, (3.2.11)

Рис.1 - Графическое определение искомого теплового потока q_иск .

Окончательно поверхность аппарата, м² .

, (3.2.12)

м² .

4 Тепловой расчёт испарителя

Расход рассола в системе холодоснабжения, через испаритель, кг/с

, (4.1)

где ,

,

.

Температурный напор, ⁰ С ,определяют по формуле

, (4.2)

, откуда,

.

Удельный тепловой поток

, (4.3)

Коэффициент α_кип может быть определён по формуле для R-717:

α_кип =9q^0.6 (P₀ ּ10^-5 )^0.15 , (4.4)

где P₀ -давление в испарителе, Па.

Находится уравнение теплового потока со стороны рассола.

, (4.5)

где , кВт/м^{2 0} С

, (4.6)

кВт/м^{2 0} С.

,

где В принимается по (табл.1,прил.4)[2], -по табл.2[2]

Получим уравнение теплового потока со стороны хладагента

,

,

,

,

,

,

.

Определим графическим методом удельный тепловой поток .(рис.2)

Рис.2 - Графическое определение q_вн .

Находится поверхность испарения, м²

, (4.7)

По (табл. 2, прил.3)[2] выберем испаритель с близкими параметрами и запишем его характеристики в таблицу 4.

Таблица 4 – Параметры испарителя.

марка	размеры кожуха	площадь поверхности, м2	габариты			число труб	длина труб, м	число ходов
			длина, мм	высота, мм	ширина, мм
50ИТГ	600х8	51/40,6	3580	1075	1590	216	3000	8

5 Расчёт системы оборотного водоснабжения

5.1 Выбор градирни

Градирню выбирают по тепловой нагрузке ,кВт

, (5.1)

кВт/м² .

Из (табл.4,стр.16.)[2] выбираем градирню и записываем её характеристики в таблицу 5.1.

Таблица 5.1 – Параметры градирни.

марка градирни	тепловая производительность (Δt=5˚C), кВт	теплопередающая поверхность, м2	расход охлаждающей воды, кг/с	диаметр форсунок, мм	количество форсунок, шт.	удельная тепловая нагрузка, кВт/м2	Высота разбрызгивателя, м
ГПВ 160	186	462	8,88	8	9	47,5	1,26

5.2 Выбор насоса

Выбор насоса можно провести, зная величину требуемого напора Н и расхода G .

В разомкнутой системе, которой является конденсатор – градирня – насос – конденсатор, напор расходуется

, (5.2.1)

где , м; - высота разбрызгивателя, = 1,26 м. Примем = 0,5м.

Т.к трассировка отсутствует, то и формула (5.2.1) примет вид

, (5.2.2)

, (5.2.)

где - потери на трение,- потери на местные сопротивления,

, (5.2.)

где - коэффициент трения, определяемый по формуле

, (5.2.)

К – шероховатость, принимаем К=0,5 мм.

l – длина трубы конденсатора, принимаем l = 20м.

, (5.2.)

где - местные сопротивления, принимаем =10, υ – скорость движения воды, примем υ = 1,4 м/с, ρ– плотность воды при =29˚С.

Потери давления на местные сопротивления составят

.

Предварительно примем линейные потери = 80 Па/м. Учитывая шероховатость К=0,5 мм, расход воды через конденсатор G_в =9,37 кг/с(33,73м³ /ч) получим для стандартного ряда по номограмме окончательно = 270 Па/м. Для стандартного ряда также получаем υ= 1,4 м/с и d_н = 100 мм.

Тогда потери на трение составят, Па

, (5.2)

,

,

По (табл. 1, прил.6)[2] выбирается насос, и записываются его характеристики в таблицу 5.2.

Таблица 5.2 – Характеристики насоса

Центробежный насос	подача, кг/с	напор, м	КПД, %	мощность эл. двигателя, кВт	Частота вращения, с-1
К45/30а	10	22	70	5,5	48,33

Заключение

В результате расчета холодильной установки были выбраны следующие элементы:

Компрессор П – 80;

Конденсатор КГТ 32;

Испаритель 50ИТГ

Градирня ГПВ 160;

Насос К45/30а.

Выбранные элементы обеспечивают заданную холодопроизводительность установки и соответствуют требованиям ГОСТа т СНиПа.

Список использованных источников.

1.СНиП 23-01-94 Строительная климатология, М.2000.

2.Методические указания для выполнения курсовой работы. А.П.Левцев, 2005.

3.Методические указания для выполнения расчетной работы №1. А.П.Левцев, 2005.

4.Методические указания для выполнения расчетной работы №2. А.П.Левцев, 2005.

5. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: П81Справочник/ Под общ. ред. В.А. Григорьева, В.М. Зорина, 2 – е издание.

6.Теплообменные аппараты, приборы автоматизации и испытания холодильных машин.Под редакцией А.В.Быкова: М.,Лёгкая и пищевая промышленность ,1984.

7.Холодильные машины. Справочник. Под ред. А.В.Быкова. М., Лёгкая и пищевая промышленность,1982.

8.Проектирование холодильных сооружении. Справочник. Под ред. А.В.Быкова. М.,Лёгкая и пищевая промышленность, 1978.

10.Интенсификация теплообмена в испарителях холодильных машин. А.А.Гогин, Г.Н.Данилова и др. М., Лёгкая и пищевая промышленность,1982.

11.Теплообменные аппараты холодильных установок. Г.Н.Данилова и др.Л.,Машиностроение,1973.