Проектирование и расчет холодильной установки

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Описание и размещение оборудования овощехранилища

Охлаждение камер для хранения овощей районной овощной базы производится с помощью рассольной системы. Хладоноситель (раствор хлористого кальция) охлаждается в испарителе парокомпрессионной холодильной машины, холодопроизводительностью Q0, конденсатор которой охлаждается оборотной водой, отдающей сбросную теплоту в атмосферу в вентиляторной градирне.

Хладоноситель перекачивается рассольными насосами, оборотная вода - насосами для воды. Насосы - консольные центробежные.

Рабочее тело (хладагент) холодильной машины - фреон R-22.

Холодильная машина и насосы установлены в отдельном помещении, смежном с овощехранилищем. Там же установлено вспомогательное оборудование: рассольные баки (расходный и для приготовления рассола), ресивер для фреона, маслоотделитель, арматура, КИП и автоматика. Все трубопроводы хладоносителя, расположенные за пределами холодильной камеры, теплоизолированы.

Размеры холодильной камеры длина и ширина будут определены после выбора приборов для охлаждения, высота - 4 м.

Размеры машинного отделения, где расположены: холодильная машина, насосы и вспомогательное оборудование, определяются после расчётов, выбора и составления плана расположения оборудования.

Градирня для охлаждения оборотной воды расположена на крыше машинного отделения на высотной отметке (по нижней кромке) 4 м.

2. Описание одноступенчатой холодильной машины

По производительности холодильная установка относится к средней (до 1,0МВт), по температурному режиму - к высокотемпературным (от -10 до +10). Высокотемпературные холодильные установки малой и средней холодопроизводительности работают по одноступенчатому циклу, их комплектуют поршневыми или винтовыми компрессорами.

Компрессионный цикл холодильной машины включает два определенных уровня давления. Граница между ними проходит через нагнетательный клапан на выходе компрессора с одной стороны и выход из регулятора потока (дросселирующего клапана) с другой стороны. Нагнетательный клапан компрессора и выходное отверстие регулятора потока являются разделительными точками между сторонами высокого и низкого давлений в холодильной машине.

На стороне высокого давления находятся все элементы, работающие при давлении конденсации. На стороне низкого давления находятся все элементы, работающие при давлении испарения.

Холодильная машина предназначена для отвода тепла от охлаждаемого тела (хладоносителя для овощехранилища). Процесс охлаждения основан на физическом явлении поглощения тепла при кипении (испарении) жидкого хладагента.

Рассмотрим принципиальную схему холодильной машины (рис 1.).

Рис. 1. Принципиальная схема холодильной машины

Компрессор (КМ) засасывает из испарителя хладагент в виде пара, сжимает его (при этом происходит повышение температуры хладагента) и выталкивает его в конденсатор. Компрессор обеспечивает необходимую разность давления между двумя частями системы холодильной машины: зоной высокого давления (конденсатором) и зоной низкого давления (испарителем).

В конденсаторе (КД) нагретый в результате сжатия фреон остывает, отдавая тепло оборотной воде, и при этом конденсируется, т.е. превращается в жидкость, поступающую в дросселирующее устройство, проходя через РТО.

Хладагент в жидкой фазе при высоких температуре и давлении поступает в дросселирующее устройство (ДР), где давление резко уменьшается, часть жидкости при этом может испариться, переходя в парообразную фазу. Таким образом, в испаритель попадает смесь пара и жидкости. ДР обеспечивает требуемое значение давления в испарителе, дросселируя подачу жидкого фреона в зависимости от температуры на выходе испарителя. Он позволяет правильно (наиболее плотно) заполнять внутренний объём испарителя вскипевшим хладагентом. Степень заполнения испарителя зависит от температуры пара на выходе из испарителя. Дросселирующее устройство производит сравнение температуры пара на выходе испарителя с заданным значением и в зависимости от величины расхождения увеличивает или уменьшает поток жидкого хладагента в испаритель.

В испарителе (И), за счёт резкого уменьшения давления происходит испарение жидкости. При этом хладагент отнимает тепло у рассола через внутренние стенки испарителя, за счёт чего происходит охлаждение рассола.

РТО - регенеративный теплообменник, применяемый для обеспечения перегрева пара фреона перед компрессором и дополнительного охлаждения конденсата фреона после конденсатора. В результате к дросселирующему устройству поступает уже охлаждённый хладагент, который затем ещё сильнее охлаждается в испарителе, в то время хладагент, поступивший из испарителя, подогревается, прежде чем поступить в компрессор и, затем, в конденсатор. Это позволяет увеличить производительность холодильной установки, а также предотвратить попадание жидкого хладагента в компрессор.

Ресивер (РС) - ёмкость для жидкого хладагента (аккумулятор жидкости или накопитель) для возможности регулирования холодопроизводительности, а так же служит для сбора в нём количества хладагента, заправляемого в установку, в случае вскрытия холодильного контура для обслуживания или ремонта.

Кроме вышеперечисленных частей холодильная установка оснащена другими частями: приборами автоматики, пускозащитной электроаппаратурой, фильтром - осушителем.

Система автоматики, которой комплектуется холодильная машина, обеспечивает все виды защит от аварийных ситуаций, контроль основных параметров и сигнализацию при отклонении их от заданных значений, автоматическое регулирование холодопроизводительности. Конструкция и комплектность машинных комплексов требуют минимальных подготовительных и монтажных работ перед пуском машин в эксплуатацию.

3. Исходные данные к расчёту

1. Холодопроизводительность установки Q0 = 160 кВт.

2. Температура оборотной воды после градирни tв1 = 28С.

3. Температура воздуха в холодильной камере tвх = 0С.

В результате теплового расчёта ТНУ необходимо определить:

ь Мощность и тип компрессора;

ь Тепловые мощности испарителя и конденсатора;

ь Теплообменные поверхности испарителя и конденсатора, их тип и размеры;

ь Гидравлические сопротивления рассольных трубопроводов и оборотной воды;

ь Подобрать необходимые насосы;

ь Подобрать вспомогательное оборудование и привести его основные характеристики.

4. Расчёт термодинамического цикла холодильной машины

Температура рассола на входе в испаритель после холодильной камеры (принимается на 3 ч 5С ниже температуры воздуха холодильной камеры):

tp1 = tвх - 5 = 0 - 5 = -5С.

Температура рассола на выходе из испарителя (принимается на 3 ч 5 ниже его температуры на входе):

tp2 = tp1 - 5 = - 5 - 5 = -10С.

Температура кипения фреона R-22 в испарителе (принимается на 5 ч 7С ниже температуры рассола на выходе):

tо = tp2 - 6 = - 10 - 6 = -16С.

Температура воды на выходе из конденсатора (принимается на 3 ч 5С выше его температуры на входе, которая равна температуре воды после градирни):

tв2 = tв1 + 5 = 28 + 5 = 33С.

Температура конденсации фреона R-22 в конденсаторе (принимается на 5 ч 7С выше температуры воды на выходе):

tк = tв2 + 5 = 33 + 5 = 38С.

Определение параметров фреона в основных точках цикла.

Точка 1. Состояние перегретого пара.

Давление Р1 равно давлению в испарителе Ро, которое определяется по таблице насыщения фреона R-22 при температуре кипения tо = -16С:

Ро = 2,856 бар.

Температура перегрева паров перед компрессором принимается на 10С выше температуры кипения:

t1 = tо + 10 = - 16 + 10 = -6С.

Затем по температуре и давлению из таблиц перегретого пара определяем остальные параметры в этой точке и записываем их в таблицу.

Точка 2т. Состояние перегретого пара (теоретическое).

Давление Р2 равно давлению в конденсаторе Рк, которое определяется по таблице насыщения при температуре конденсации tк = 38С: Рк = 14,593 бар.

По таблице перегретого пара при давлении Рк и энтропии S2 = S1 = 1,8 кДж/кг•К находим температуру и все прочие свойства пара и заносим их в таблицу.

Точка 2. Состояние перегретого пара. Фактический процесс сжатия имеет необратимые потери, что приводит к увеличению энтропии, энтальпии, температуры и, соответственно, работы сжатия.

Принимаем механический КПД компрессора м = 0,9.

Индикаторный КПД определяем по формуле:

i = 0,766 + 0,0327• - 3,907•10-3•2,

где:

= = = 5,1.

i = 0,766 + 0,0327•5,1 - 3,907•10-3•5,12 = 0,831.

Теоретическая работа компрессора:

?T = h2т - h1 = 748,67 - 705,1 = 43,6 кДж/кг

Действительная работа компрессора:

?д = = = 58,3 кДж/кг.

Энтальпия:

h2 = h1 + ?д = 705,1 + 58,3 = 763,4 кДж/кг.

По этой энтальпии определяем температуру в точке 2 при давлении Р2 = 14,593 бар: t2 = 92,5С.

Энтропия и удельный объём в остальных точках для расчёта не требуются.

Точка 3. Состояние сухого пара.

Точка 4. Состояние насыщенного конденсата.

Точка 5. Состояние конденсата.

Энтальпия в точке 5 определяется из теплового баланса РТО:

h5 = h4 - (h1 - h7) = 546,7 - (705,1 - 698,2) = 539,8 кДж/кг.

По энтальпии h5 при давлении Р2 определяем температуру t5 = 32С.

Точка 6. Состояние влажного пара.

Энтальпия h6 = h5 = 539,8 кДж/кг (процесс адиабатного дросселирования).

Температура t6 = t0 = -16С.

Точка 7. Состояние сухого пара.

Все данные точек цикла определённых из таблиц и по ?gP-h диаграмме фреона R-22 записываем в таблицу 1.

Таблица 1. Основные параметры термодинамического цикла

№ точки	Тем-ра t, С	Давление Р, бар	Уд. обьем н, м3/кг	Энтальпия h, кДж/кг	Энтропия s, кДж/кг•К	Состояние
1	-6	2,856	0,08414	705,1	1,8	Перегретый пар
2т	75	14,593	0,01979	748,7	1,8	Перегретый пар
2	92,5	14,593	0,022	763,4		Перегретый пар
3	38	14,593		715,3		Сухой пар
4	38	14,593		546,7		Насыщенный конденсат
5	32	14,593		539,8		Конденсат
6	-16	2,856		539,8		Влажный пар
7	-16	2,856	0,079	698,2	1,7734	Сухой пар

5. Основные энергетические характеристики холодильной машины

Удельная теплопроизводительность конденсатора:

qк = h2 - h4 = 763,4 - 546,7 = 216,7 кДж/кг.

Удельная холодопроизводительность испарителя:

qо = h7 - h6 = 698,2 - 539,8 = 158,4 кДж/кг.

Удельная тепловая мощность РТО:

qРТО = h4 - h5 = h1 - h7 = 546,7 - 539,8 = 6,9 кДж/кг.

Удельная работа компрессора:

?д = h2 - h1 = 763,4 - 705,1 = 58,3 кДж/кг.

Массовый расход фреона:

Gx = = = 1,01 кг/с

Тепловая мощность конденсатора:

Qк = Gx • qк = 1,01•216,7 = 218,9 кВт.

Тепловая мощность РТО:

QРТО = Gx • qрто = 1,01•6,9 =6,97 кВт.

Электрическая мощность привода компрессора:

Nэ = Gx • = 1,01 • = 61,98 кВт,

где э = 0,95 - к.п.д. электродвигателя компрессора.

Холодильный коэффициент цикла:

 = = = 2,58

6. Объёмная подача и выбор компрессора

Фактический объёмный расход хладоагента:

Vx = Gx ? н1 = 1,01 • 0,08414 = 0,085 м3/с,

где н1 - удельный объём пара фреона на входе в компрессор.

Индикаторный коэффициент подачи компрессора:

Ро = 2,856 бар (давление в испарителе).

Рк = 14,593 бар (давление в конденсаторе).

Р = 0,1 бар - сопротивления клапанов компрессора.

i = - 0,05 =

= - 0,05 = 0,76.

Коэффициент невидимых потерь:

w = = = = 0,826.

Коэффициент подачи компрессора:

= w• i = 0,826 • 0,76 = 0,628.

Теоретическая подача компрессора:

Vт = = = 0,1354 м3/с.

Выбираем компрессор по его теоретической подаче и мощности привода:

Vт = 0,1354м3/с, Nэ = 61,98 кВт.

Выбираем восьми цилиндровый поршневой компрессор ПБ-220 с VV-образным расположением цилиндров:

· теоретическая подача 0,167 м3/с.

· установленная мощность двигателя 83 кВт.

· диаметр цилиндров - 115 мм.

· ход поршня - 82 мм.

· число оборотов вала - 24,5 с-1.

· размер 1460Ч1140Ч890 мм.

7. Тепловой расчёт конденсатора

Средний температурный напор в конденсаторе:

?tб = tк - tв1 = 38 - 28 = 10С.

?tм = tк - tв2 = 38 - 33 = 5С.

?tср = = = 7,2С.

холодильный термодинамический фреон испаритель

Ориентировочный коэффициент теплопередачи в водоохлаждаемых кожухотрубных конденсаторах типа КТР с наружным накатанным оребрением, отнесённый к оребрённой поверхности: K2 ? 700 Вт/(м2•С)

Ориентировочная поверхность теплообмена конденсатора:

F = = = 43,43 м2.

Выбираем конденсатор по действительному тепловому потоку Qк = 218,9 кВт.

Выбираем для установки горизонтальный кожухотрубный фреоновый конденсатор типа КТР-85 с наружным накатанным оребрением на медных трубах диаметром 20Ч3 мм:

d1 = 0,014 м, d2 = 0,02 м.

· поверхность теплообмена (наружная) Fн = 92,5 м2.

· число и длина труб n = 210.

· число ходов z = 4.

· коэффициент оребрения Кор = 2,4.

· высота и толщина ребер h = 2мм; р = 2 мм.

· приведенное число рядов по высоте m = 6.

· проходное сечение для воды.

f1 = = = 0,0081 м2;

· внутренний диаметр обечайки корпуса D1 = 500 мм.

Объёмный расход хладагента на входе конденсатора:

Vп = v2 • Gx = 0,022 • 1,01 = 0,0222 м3/с.

Площадь проходного сечения по пару:

n1 = 10 - число труб в первом ряду.

S1 = 0,03 м.

f2 = n1•*•(S1 - d2) = 10 •3•(0,03 - 0,02) = 0,3 м2

Скорость пара в узком сечении пучка:

w1 = = = 0,0733 м/с,

в связи с малой величиной скорости пара, расчет теплоотдачи проводим для конденсации неподвижного пара на пучке.

Теплоотдача на одиночной трубе:

N = ,

где: В = 1468,6 - определяется по температуре насыщения tн = 38С;

t = tн - tс = 38 - 34,25 = 3,75С.

где:

tс = = = 34,25С - температура стенки трубы.

N = = 2043 Вт/(м2•С).

Учёт оребрения.

· При высоте и толщине ребер h = 2 мм; р = 2 мм, модуль ребра:

m = = = 72,4

· Коэффициент эффективности ребра:

Еро = = = 0,9945 ? 1,

где th(m•h) = 0,144

Можно считать, что на всей оребренной поверхности коэффициент теплоотдачи один и тот же - N = 2043 Вт/(м2•К).

Средняя теплоотдача при конденсации на пучке:

2 = = = 999,3 Вт/(м2 •С).

Теплоотдача при течении воды внутри труб.

· Массовый расход воды:

Gв = = = 10,4 кг/с,

где:

tв = tв2 - tв1 = 33 - 28 = 5С.

· Скорость воды в трубах:

W1 = = = 1,284 м/с.

· Число Рейнольдса в трубах:

Re1 = = = 22526 > 104.

· Теплофизические свойства воды при средней температуре:

= = = 30,5С:

число Прандтля (жидкости) - Prж = 5,41;

число Прандтля (стенки tс = 34,25С) - Prс = 4,97;

кинематическая вязкость - 1 = 0,798•10-6 м2/с;

теплопроводность - 1 = 0,619 Вт/(м•С)

· Коэффициент теплоотдачи при турбулентном течении внутри труб может быть рассчитан по формуле:

Nu1 = 0,021 • Re10,8 • Prж0.43 = 0,021 • 225260,8 • 5,410,43 = 135.

1 = = = 5969 Вт/(м2 •С).

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребрённой поверхности:

К2 = ? = = 713 Вт/(м2•С).

Уточняем температуру стенки трубы.

tс = tвср + К2• = 30,5 + 713 • = 31,4С.

Далее повторяем расчёт:

t = tн - tс = 38 - 31,4 = 6,6С.

N = = = 1774 Вт/(м2•С).

· Средняя теплоотдача при конденсации на пучке:

2 = = = 868 Вт/(м2 •С).

· Теплоотдача при течении воды внутри труб не изменится:

1 = = = = 5969 Вт/(м2 •С).

· Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребрённой поверхности:

К2 = ? = = 643,4 Вт/(м2•С).

Расчётная поверхность теплообмена конденсатора:

Fр = = = 47,3 м2.

С учётом коэффициента запаса 1,25 поверхность трубного пучка в конденсаторе должна быть не менее:

F = 1,25 • Fр = 1,25 • 47,3 = 59,13 м2.

Следовательно, можно выбрать для установки конденсатор КТР-65.

· поверхность теплообмена (наружная) Fн = 62 м2.

· число и длина труб n = 210.

· число ходов z = 4.

· коэффициент оребрения Кор = 2,4.

· высота и толщина ребер h = 2 мм; р = 2 мм.

· приведенное число рядов по высоте m = 6.

· проходное сечение для воды:

f1 = = = 0,0081 м2;

· внутренний диаметр обечайки корпуса D1 = 500 мм.

Коэффициент теплопередачи останется неизменным и, следовательно, расчётная поверхность тоже.

8. Тепловой расчёт испарителя

Средний температурный напор в испарителе:

tб = tр1 - t0 = - 5 - (- 16) = 11С.

tм = tр2 - t0 = - 10 - (- 16) = 6С.

?tср = = = 8,2С.

Ориентировочная плотность теплового потока в кожухотрубных рассольных испарителях на фреоне R-22, отнесённого к наружной поверхности накатанных медных труб:

q2 ? 5500 Вт/м2.

Ориентировочная поверхность теплообмена испарителя:

Fи = = = 29,1 м2.

Выбираем для установки горизонтальный кожухотрубный испаритель типа ИТР-35Н с наружным накатанным оребрением на медных трубах:

· поверхность теплообмена (наружная) Fн = 35 м2;

· число труб и длина кожуха n = 123;

· коэффициент оребрения Кор = 3,4;

· число рядов по высоте m = 10;

· число ходов z = 4;

· внутренний диаметр труб d1 = 0,013 м;

· диаметр условного прохода по рассолу dу = 0,05 м;

· проходное сечение для рассола

f1 = = = 0,0041 м2;

· внутренний диаметр обечайки корпуса D1 = 500 мм.

Средняя теплоотдача при кипении R-22 на многорядном пучке может быть определена по формуле, предложенной А.А. Козыревым:

2 = 100 • • • = 100 • 4571,40,28 • 2,8560,3 • 100,2 = 2299 Вт/(м2•С).

где:

q2 = = = 4571,4 Вт/м2 - уточнённый тепловой поток;

Ро = 2,856 бар - давление в испарителе.

Можно считать, что на всей оребренной поверхности коэффициент теплоотдачи один и тот же 2 = 2299 Вт/(м2•С), так как коэффициент эффективности накатанных ребер на медных трубах составляет Е = 0,9945 (см. расчёт конденсатора).

Теплоотдача при течении рассола внутри труб.

Теплофизические свойства рассола (раствор хлористого кальция с концентрацией 23,8% и температурой замерзания -25,7С) при средней температуре

tр = - 7,5С;

число Прандтля (жидкости) - Prж = 28,7;

число Прандтля (стенки tс = -11,75С) - Prс = 36,8;

кинематическая вязкость - 1 = 4,25•10-6 м2/с;

теплопроводность - 1 = 0,525 Вт/(м•С)

теплоёмкость - ср = 2,91 кДж/(кг•С);

плотность - р = 1220 кг/м3.

· Массовый расход рассола:

Gр = = = 11 кг/с,

где:

tр = tр1 - tр2 = -5 - (-10 ) = 5С.

· Скорость рассола в трубах:

W1 = = = 2,2 м/с.

· Число Рейнольдса в трубах:

Re1 = = = 6729 >> 4000.

· Коэффициент теплоотдачи можно рассчитать как при турбулентном течении внутри труб по формуле:

Nu1 = 0,021 • Re10,8 • Prж0.43 = 0,021 • 67290,8 • 28,70,43 = 96.5.

1 = = = 3897 Вт/(м2•С).

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребрённой поверхности:

К2 = ? = = 765 Вт/(м2•С).

Плотность теплового потока, отнесённая к наружной поверхности:

q2 = К2•tср = 765 • 8,2 = 6273 Вт/м2.

Расчётная наружная поверхность теплообмена:

Fн = = = = 25.5 м2.

Можно считать, что испаритель ИТР-35Н выбран правильно.

9. Выбор вспомогательного оборудования

Регенеративный теплообменник.

· Средний температурный напор:

tб = t5 - t7 = 32 - (-16) = 48С.

tм = t4 - t1 = 38 - (-6) = 44С.

tср = = = 46С.

· Тепловая мощность QРТО = 6,97 кВт.

· Ориентировочный коэффициент теплопередачи К = 100 Вт/(м2•С).

· Расчётная поверхность теплообмена.

F = = = 1,52 м2.

Выбираем регенеративный горизонтальный теплообменник кожухозмеевикового типа ТФ-80 с поверхностью теплообмена 2,3 м2.

Охлаждение в холодильной камере.

Применение воздухоохладителей связано с созданием принудительного движения воздуха в охлаждаемом объекте. В этом случае воздух из холодильной камеры прогоняется вентилятором через воздухоохладитель, где охлаждается, и вновь возвращается в камеру.

Для поддержания в холодильной камере овощехранилища 0С выбираем подвесные воздухоохладители, которые расположены непосредственно в холодильной камере.

Подвесной воздухоохладитель ВОП - 100 состоит из трех частей; в средней части размещены два вентилятора с вертикальными осями, а в двух крайних - оребренные батареи, выполненные из стальных труб диаметром 25 Ч 2,5 мм с пластинчатыми стальными ребрами. Теплопередающая поверхность батарей 100 м2.

Вентиляторами с вертикальным расположением осей воздух забирается из камеры и прогоняется по охлаждающим батареям, а на выходе устанавливают щиты с направляющими, обеспечивающими равномерное распределение воздуха по объему камеры. Воздухоохладитель смонтирован на двух швеллерных балках, которыми он крепится к потолку камеры.

Для оттаивания инея с поверхности батарей предусмотрены электронагреватели, вмонтированные между рядами оребренных труб.

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности труб воздухоохладителя, равен 12 ч 17 Вт/(м2·К) при скорости движения воздуха 3 ч 5 м/с и при тепловой нагрузке 100 ч 120 Вт/м2.

Принимаем коэффициент теплопередачи 15 Вт/(м2·К) с учётом образования инея.

· Средний температурный напор между воздухом в камере и рассолом:

tср = tвх - tр = 0 - (-7,5) = 7,5С.

· Расчётная поверхность теплообмена всех охладителей:

Fр = = = 1422 м2.

· Необходимое количество:

n = = = 14,22 ? 16,

так как в ряду будут установлены по две штуки

Размеры камеры охлаждения:

При размерах выбранного воздухоохладителя 3060Ч1880 мм размеры камеры охлаждения принимаем: ширина - 10 м, длина - 20 м.

10. Гидравлический расчёт оборудования и трубопроводов по оборотной воде

Гидравлический расчёт конденсатора по оборотной воде.

· Расход воды через конденсатор Gв = 10,4 кг/с.

· Скорость воды в трубках Wв = 1,284 м/с.

Гидравлическое сопротивление определяется по формуле:

?Р = , Па,

где = 0,025 - коэффициент трения в трубках; - коэффициенты местных сопротивлений; L = 2 м - длина трубок; dвн = 0,014 м - внутренний диаметр трубок; = 1000 кг/м3 - плотность воды; n2 = 4 - число ходов

Коэффициенты местных сопротивлений для одного хода:

· вход в трубную камеру - 1,

· выход из трубной камеры - 1,

· вход в трубки из камеры - 1,

· выход из трубок в камеру - 0,6,

· поворот на 180о в колене - 2.

Сумма местных сопротивлений всех секций (4 хода и 3 соединяющих колена):

? = (1 + 1 + 1 + 0,6)• 4 + 3 • 2 = 20,4.

к = = 28592 Па.

Гидравлическое сопротивление трубопровода оборотной воды.

L = 26 м - длина всего трубопровода (прямого и обратного).

W = 1 м/с - скорость воды в трубе.

Внутренний диаметр трубы.

d = = = 0,115 м = 115 мм

Принимаем диаметр прямого и обратного трубопроводов участка: 120 мм (ГОСТ 8734-75 на стальные бесшовные холоднотянутые трубы) согласно.

Гидравлическое сопротивление участка от конденсатора до градирни.

Коэффициенты местных сопротивлений:

· запорная арматура (5 шт) - 5 • 0,5 = 2,5.

· обратный клапан на нагнетании насоса - 7,0.

· поворот (7 шт) - 7 • 0,5 = 3,5.

Сумма местных сопротивлений:

? = 2,5 + 7 + 3,5 = 13.

Определяем гидравлическое сопротивление участка:

(скорость воды в трубопроводе не уточняем, так как изменение от принятой незначительное).

= = 9208 Па

в подающем и обратном трубопроводах, значит.

тр = 9208 • 2 = 18416 Па.

Сопротивление гидростатического столба.

Н = 4 м - высота установки градирни.

определяется по формуле.

?Рн = •g•H =1000 • 9,8 • 4 = 39200 Па

Общее сопротивление по воде.

Р = Рк + Рн + Ртр = 28592 + 18416 + 39200 = 86208 Па.

Выбор насоса.

Насос выбираем по максимальной подаче и напору, который должен быть не менее гидравлического сопротивления контура.

Vм = = = 0,0104м3/с = 37,44 м3/ч.

?Р = 86,2кПа = 8,79 м вод.ст.

Находим консольный центробежный насос типа К-45/30 с электродвигателем максимальной потребляемой мощностью 6,5кВт, чистотой вращения 2900 об/мин, который обеспечивает напор 32м вод.ст. при заданной подаче с колесом Dк = 168 мм.

Список литературы

1. Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. «Холодильная техника. Свойства веществ». Справочник. М.: Агропромиздат, 1985 г - 208с.

2. Свердлов Г.З., Явнель Б.К. «Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха». М.: 1978 г.

3. «Теплообменные аппараты холодильных установок». Под редакцией Даниловой Г.Н. М.: 1986 г.

4. «Холодильные машины». Справочник. Под редакцией А.В. Быкова. Серия «Холодильная техника». М.: 1982 г.

5. «Холодильные компрессоры». Справочник. Под редакцией А.В. Быкова. Серия «Холодильная техника». М.: 1981 г.

6. «Промышленная теплоэнергетика и теплотехника». Справочник. Под редакцией Клименко А.В., Зорина В.М. М.: 2007 г.

7. Григорьев В.А., Крохин Ю.И. «Тепло и массообменные аппараты криогенной техники». М.: 1982 г.

8. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. «Теплопередача». М.: 1981 г.

9. Манюк В.И., Каплинский Я.И. и др. Справочник по наладке и эксплуатации водяных тепловых сетей. М.: 1982 г.

10. Краснощёков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. М.: 1980 г.

Размещено на Allbest.ru