Молочный комбинат

         7 Составление функциональной схемы холодильной установки 
 

        7.1 Определение температуры конденсации и температуры   кипения хладагента 
 

        Выбираем воду в  виде теплоотводящей среды и  оборотную систему водоснабжения. Принимаем горизонтальный кожухотрубный конденсатор.

        Расчетная температура  наружного воздуха t_н.р., ⁰С определяется по формуле /4, с.296/

    

                                        (7.1)

             

где t_ср.м. – средняя температура самого жаркого месяца, ⁰С;

        t_а.м – температура абсолютного максимума, ⁰С. 

      

        Коэффициент  0,15 принимается  для средней полосы и северных районов /4/.

        Находим температуру  мокрого термометра t¹, ⁰С по h-d диаграмме влажного воздуха. Она равна 18,1⁰С

        Находим температуру воды на входе в конденсатор t_w1 , используя характеристики пленочных вентиляторных градирен. Величина охлаждения воды в градирне ∆t_w , ⁰С /4, с.294/ 

    ∆t_w = t_w2 – t_w1,                                                   (7.2) 

где t_w1 и t_w2 – температура воды на входе и на выходе из конденсатора, ⁰С 

∆t_w = 5⁰С (9, с.228) 

        Принимая коэффициент эффективности работы градирни         и подохлаждение /4, с. 294-297/, температура воды после градирни определим по выражению  

                                                     (7.3) 
 

      

        Температура воды на выходе из конденсатора t_w2: 

    t_w2 = 22 + 5 = 27⁰С 

        Температура конденсации  t_к , ⁰С определяется по следующему выражению /4, с.297/ 

    t_k = t_w2 + ∆t_k                                                        (7.4) 

где  ∆t_k – разность температур в конденсаторе, ⁰С

            ∆t_k = (2÷4) ⁰С-для кожухотрубного конденсатора /9, с.228/ 

              t_k = 27 + 3 = 30⁰С 

        Определяем температуры кипения.

        Рациональный температурный  напор в испарителях для охлаждения жидких хладоносителей принимают 4-6 К, а в системах непосредственного  охлаждения воздуха – 6-10 К /9, с.60/. Из этого вытекают требуемые температуры кипения хладагента для охлаждения ледяной воды минус 4^оС и при непосредственном охлаждении:

    для камер хранения замороженного творога с t_пм минус 20⁰С

    t₀₁ = - 20 – 6 = - 26⁰С             

    для камеры хранения цельномолочной продукции  с t_пм плюс 2 ^оС

    t₀₂ = 2 – 6 = - 4^оС 

        Для выбора циклов холодильной установки необходимо определить отношение давлений конденсации и кипения хладагента

     

    ε = Pк/Pо                                                     (7.5)   

        При ε меньше 7…8 принимают одноступенчатый цикл, при ε больше 7…8- двухступенчатый. Давление кипения и конденсации определяют по свойствам веществ при данных температурах кипения и конденсации /10/:

    – при температуре кипения t₀₁ = -26⁰С

      давление кипения Р₀₁ = 0,1446 МПа

    – при температуре кипения t₀₂ = -4⁰С

      давление кипения Р₀₂ = 0,36996 МПа

    – при температуре конденсации t_к = 30⁰С

      давление конденсации Р_к = 1,1675 МПа.

     

        Определяем отношение  давлений для каждой температуры  кипения:

                                 

    ε = P_к/P_о1 = 1,1675/0,1446 = 8,08

    ε = P_к/P_о2 = 1,1675/0,36996 = 3,16. 

        Так как отношение  давлений для групп камер с температурой кипения минус 26⁰С больше 7…8, то для них необходимо двухступенчатое сжатие пара в компрессоре. 
 

        7.2 Составление функциональной схемы холодильной установки и принцип её действия 
 

        На основании литературного обзора в проекте применяется компаундная схема. Ее реализация для двух температур кипения представлена на рисунке 7.1.

        В циркуляционном ресивере ЦР находится пар холодильного агента, который отсасывается компрессором низкой ступени КМн и поступает в компаундный ресивер КР, где барботируется под слой жидкости. Из компаундного ресивера КР пар холодильного агента в состоянии точки 3 отсасывается компрессором высокой ступени КМв, после которого в состоянии точки 4 направляется в конденсатор КД. 

      

        7.3 Расчет термодинамических циклов 
 

        Значения зависимых  параметров принимаем на основании  оптимальных перепадов температур.

        На основании вывода сделанного в литературном обзоре, в качестве агрегатов принимаем винтовые компрессорные агрегаты. Исходя из этого, пар холодильного агента будет поступать в конденсатор в состоянии т.4м. При построении цикла задаемся перегревом пара на всасывание в компрессор низкой ступени ∆t_вс = 10⁰С и в компрессор высокой ступени ∆t_вс = 10⁰С.

        Строим цикл в P-h диаграмме.

        Изображение цикла  смотри в  приложении А.  
 
 
 
 
 

    Таблица 7.1- Параметры узловых точек цикла

 

        Точка 4м – точка конца сжатия хладагента в винтовом маслозаполненом компрессоре. Ее положение определяется по формуле: 

    h_4м = h₄ - ∆h(h₄- h₃)                                        (7.6) 

где h₄ и h₃- энтальпии точек 4 и 3,  кДж/кг ; 

    ∆h = 1-0,62*е^{[0,093(ε-1)]}                                        (7.7) 

где ε- степень  сжатия 

    ∆h = 1 - 0,62*е^{[0,093(3,16-1)]} = 0,242  кДж/кг

    h_4м = 1862 - 0,242(1862 - 1706) = 1824 кДж/кг                  
 

        7.4 Расчёт термодинамического цикла 
 

        Удельная массовая холодопроизводительность определяется по формуле /6, с.175/:

     

q₀ = h_1" – h₇                                                                            (7.8) 

где  q₀ – удельная  холодопроизводительность, кДж/кг. 

q₀ = 1650 – 400 = 1250 кДж/кг. 

        Удельная теплота  конденсации определяется по формуле /6, с.175/:

     

    q_к = h_4м – h_5'                                               (7.9) 

где  q_к – удельная теплота конденсации, кДж/кг. 

q_к = 1824 – 570 = 1254 кДж/кг 

        Удельная работа сжатия определяется по формуле /6, с.175/:

     

    l¹ = h₂ – h₁                                              (7.10)

    l² = h_4м – h₃                                                                      (7.11) 

где  l – удельная работа сжатия, кДж/кг.

    

l¹ = 1790 – 1675 = 115 кДж/кг.

l² = 1824 – 1706 = 118 кДж/кг; 

        Находим расчётную холодопроизводительность по температурам кипения /4, с.303/ 

                                                       (7.12) 

где – коэффициент транспортных потерь для непосредственного охлаждения;

          – коэффициент транспортных потерь при косвенном охлаждении.

.

; 

        Определяем массовый расход холодильного агента для температуры t₀₂ 

                                                       (7.13) 

. 

        Определяем  массовый расход холодильного агента для температуры t₀₁

                                                    (7.14) 

. 

        Находим массовый расход холодильного агента для компрессоров нижней ступени .

        Находим массовый расход холодильного агента для компрессоров высокой ступени  по формуле 

                                 (7.15) 

. 

        Действительная объёмная производительность компрессоров верхней и нижней ступеней 

                                                       (7.16)

                                                        (7.17)