Расчет холодильной установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Калорический расчет холодильной камеры

1.1 Определение тепловых нагрузок на морозильную камеру

1.1.1 Тепловая нагрузка, вызванная теплопритоком за счет теплопередачи через стены камеры

1.1.2 Тепловая нагрузка от тары и продукта

1.1.3 Методика расчета цикла фреоновой холодильной машины

1.2 Тепловой расчет и подбор базовых моделей поршневых компрессоров

1.3 Расчет теплообменных аппаратов холодильной машины

1.3.1 Расчёт конденсатора

1.3.2 Расчет испарителя

1.3.3 Расчет регенеративного теплообменника

1.4 Расчет трубопроводов

1.5 Подбор ресивера

1.6 Подбор вспомогательного оборудования

1.6.1 Подбор маслоотделителя

1.6.2 Подбор фильтра осушителя верхнего каскада

1.6.3 Подбор терморегулирующего вентиля

1.6.4 Подбор клапана регулирующего давление конденсации и клапана перепада давления

1.6.5 Подбор запорно-регулирующей арматуры

Список литературы



1. Калорический расчет холодильной камеры

1.1 Определение тепловых нагрузок на морозильную камеру

Тепловые нагрузки разделяются на две категории: внешние и внутренние смотри (рис.7) [1].

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.1. Схема тепловых нагрузок на морозильную камеру

К категории внешних нагрузок относятся:

- нагрузки, вызванные теплопритоком за счет теплопередачи через стенки, дно и крышку камеры, Q_стен;

- нагрузки от солнечного нагрева (солнечная радиация) стенок и крышки камеры, Q_солн;

- нагрузки от обменной вентиляции, обусловленные притоком свежего воздуха в камеру, Q_вен;

- нагрузка от инфильтрации наружного воздуха в камеру в следствие открывания дверей, Q_инф;

К категории внутренних нагрузок относятся:

- нагрузки от термообработки продукции, Q_прод;

- нагрузка, обусловленная «дыханием» хранящей продукции (овощи и фрукты), Q_дых;

- нагрузки, обусловленные присутствием персонала, Q_перс;

- нагрузки от ПТС, Q_птс;

- нагрузки вследствие тепловыделения двигателей каждого испарительного вентилятора, Q_исп;

- нагрузки в результате тепловыделения испарительных электронагревателей во время подачи на них напряжения при оттаивании испарителей, Q_нагр;

- нагрузки в результате тепловыделения прочих механизмов, которые могут находиться в морозильной камере, Q_проч;

Расчет теплопритока в камере в результате теплопередач через ее стенки.

Этот расчет выполняется отдельно для стенки, крышки и дна.

Тепловой поток при теплопередачи через стенку Q_стен рассчитывается по формуле: машина фреоновый фильтр холодильный

Q_стен = К•S•Дt, Вт (2.1),



где К - коэффициент теплопередачи рассматриваемой стены, Вт/м²К;

S - площадь поверхности рассматриваемой стены, м²;

Дt - разность температур воздуха по обе стороны стенки, К.

Коэффициент теплопередачи К определяется:

К=, Вт/м²К (2.2),

где б_вн, б_нар - коэффициент теплопередачи от внутренней и наружной поверхности стены. Они зависит от скорости движения воздуха внутри и снаружи морозильной камеры, Вт/м²К (таб.2.1) [1].

Уд_г/л_г - сумма тепловых сопротивлений слоев стенки и теплоизоляции, состоящих из разных материалов, (приложение 3) [1];

л_г ^__ коэффициент теплопроводности слоя конструкции, Вт/мК;

д_г ^__ толщина строительного слоя конструкции, м;

Необходимо отметить, что в случае плохой гидроизоляции стен значения коэффициента теплопроводности материалов и теплоизоляции могут существенно увеличивается за счет проникновения влаги внутрь материала стен и теплоизоляции. В случае, если стены камеры состоят из таких материалов, надо быть уверенным в невозможности накопления влаги внутри стены. В противном случае тепловое сопротивление стены становится слишком мало и в расчетах его учитывать не следует.

При расчете теплопритока через стенки морозильных камер, которые могут быть подвержены сильному солнечному нагреву, то рассчитываются по формуле:

Q_сол= К•S•Дt _сол, Вт (2.3),



Дt _сол ^__ избыточная разность температуры характеризующая действие солнечной радиации в летнее время, ⁰С.

В связи с тем, что холодильная машина находится в помещении, то солнечная радиация не доступна и в расчете не будет учитываться.

1.1.1 Тепловая нагрузка, вызванная теплопритоком за счет теплопередачи через стены камеры

Тепловая нагрузка, вызванная теплопритоком за счет теплопередачи через стены камеры, не определена, так как не известна до конца геометрия камеры.

1.1.2 Тепловая нагрузка от тары и продукта

Тепловая нагрузка от тары и продукта посчитана для одной тары и показан график зависимости количества отводимого в единицу времени тепла.

	Продукт	Стекло
ф, час	Q1, Вт	Q2, Вт	Q, Вт
0,2	131,25	13,59774	144,8477
0,4	65,625	6,798872	72,42387
0,6	43,75	4,532581	48,28258
0,8	32,8125	3,399436	36,21194
1	26,25	2,719549	28,96955
1,2	21,875	2,266291	24,14129
1,4	18,75	1,942535	20,69253
1,6	16,40625	1,699718	18,10597
1,8	14,58333	1,51086	16,09419
2	13,125	1,359774	14,48477
2,2	11,93182	1,236158	13,16798
2,4	10,9375	1,133145	12,07065
2,6	10,09615	1,04598	11,14213
2,8	9,375	0,971267	10,34627
3	8,75	0,906516	9,656516
3,2	8,203125	0,849859	9,052984
3,4	7,720588	0,799867	8,520455
3,6	7,291667	0,75543	8,047097
3,8	6,907895	0,715671	7,623565
4	6,5625	0,679887	7,242387
4,2	6,25	0,647512	6,897512
4,4	5,965909	0,618079	6,583988
4,6	5,706522	0,591206	6,297728
4,8	5,46875	0,566573	6,035323

Тепловые нагрузки от солнечного нагрева стенок и крышки камеры; от обменной вентиляции, обусловленные притоком свежего воздуха в камеру; от инфильтрации наружного воздуха в камеру в следствие открывания дверей; от термообработки продукции; нагрузка, обусловленная «дыханием» хранящей продукции; нагрузки, обусловленные присутствием персонала; нагрузки от ПТС; нагрузки вследствие тепловыделения двигателей каждого испарительного вентилятора; нагрузки в результате тепловыделения испарительных электронагревателей во время подачи на них напряжения при оттаивании испарителей; нагрузки в результате тепловыделения прочих механизмов, которые могут находиться в морозильной камере в нашем случае отсутствует.

Q_о.н= 2,465 кВт.



1.1.3 Методика расчета цикла фреоновой холодильной машины

Рис. Схема фреоновой холодильной машины, работающей на фреоне R404a (а) и (б) ее цикл в T-S диаграмме:

3 - конденсатор; 2 - маслоотделитель; 6 - регенеративный теплообменник; 5 - фильтр-осушитель; 4 - ресивер; 1 - компрессор; 8 - испаритель; 10 - терморегулирующий вентиль; 14 - соленоидный клапан; 13 - запорный клапан; 7,9,16 - смотровое стекло; 15 - обратный клапан; 11 - регулятор давления конденсации; 12 - клапан перепуска.



1.2 Тепловой расчет и подбор базовых моделей поршневых компрессоров

Теперь, обладая всеми нам нужными данными, подбирется поршневой компрессор для фреоновой холодильной машины. В начале производится тепловой расчет поршневого компрессора паровой фреоновой машины.

Исходные данные

Холодопроизводительность Q₀, кВт 2,465

Температура, ⁰С

кипения t_о -39

конденсация t_к 37

Рабочее вещество R404а

Сводная таблица для состояний в характерных точках цикла
Точка диаграммы	T,°C	P, МПа	i,(кДж/кг)	v,м3/кг	S,(кДж/кг*С)
6	-39	0,13706	344,13	0,13716	1,6355
1	-20	0,13706	359,62	0,15072	1,699
2	66,314	1,7012	416,04	0,013573	1,699
3'	37	1,7012	378,68	0,010764	1,588
3	37	1,7012	255,22	0,0010176	1,1887
4	27,358	1,7012	239,73	0,00096414	1,135
5	-39,5	0,13706	239,73	0,064811	1,189
6	-39	0,13706	344,13	0,13716	1,6355

i₄= i₃-(i₁- i₆)=255,22-(359,62-344,13)=239,73 кДж/кг.

Удельная массовая холодопроизводительность:

g_о= i₆ - i₅=346,51-225,96=104,4 кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества:



М==кг/с

Определим коэффициент подачи поршневого компрессора для температуры кипения хладагента R404а (рис.12) t_ов=-39⁰С:

л_R404а= 0,65.

Теоретический объем, описываемый поршнями.

V_i=М•м³/с = 19,7 м³/ч;

Подбор компрессора происходит по каталогам компании Danfoss. Подбор компрессора по теоретической тепловой нагрузке и по теоретическому объёмному расходу.

Тепловая нагрузка компрессора:

Q_комп = 2,36 кВт.

Теоретический объёмный расход:

V= 19,7 м³/ч.

По этим данным из модельного ряда низкотемпературных компрессоров Danfoss подходит компрессор NTZ136A4LR1A.

Основные характеристики герметичного низкотемпературного компрессора Danfoss NTZ136A4LR1A:

Объемная производительность (3500 об/мин 60Гц) 28,6 м³/ч

Напряжение мотора (др. по запросу) 208-230V Y-1-60 Гц

Максимальный рабочий ток 33 A

Пусковой ток (ротор блокирован) 97 A

Вес 35 кг

Макс. избыточное давление (НД/ВД) 19 / 28 бар

Заправка масла 1,80 л

Подогреватель масла в картере 0..120 W PTC (Option)

Защита мотора SE-B1

Класс защиты IP65

Дополнительный вентилятор Option

Рис. Чертеж компрессора Danfoss NTZ136A4LR1A

Удельная адиабатическая работа компрессоров

l_ад =i₂-i₁=416,04-359,62=56,42 кДж/кг.

Адиабатная мощность компрессоров:

N_ад =М• l_ад =0,02361•56,42=1,332 кВт



Максимальная индикаторная мощность компрессора.

N_{i max}=k• V_i•P_{0 max}=1,16•0,0054746•1701,2=10,8 кВт,

где k - показатели адиабаты R404а.

P_{0 max}= 1701,2•10³ Па- максимальное давление кипения R404а (при Т_о=310 К).

Индикаторная мощность в расчетном режиме.

N_i== кВт

где - индикаторный коэффициент нижнего и верхнего каскада;

л- коэффициент подачи поршневого компрессора;

- коэффициент индикаторного давления.

Среднее значения коэффициента колеблется в пределе 0,95ч1,05, поэтому для ориентировочных расчетов можно принять .

Мощность трения

N_тр=p_iтр•V_i =50•0,0054746= 0,27373 кВт,

где p_iтр=50•10³ Па - давление трения.

Эффективная мощность.

N_е= N_i+ N_тр=2,0492+0,27373=2,32293 кВт.

Максимальная эффективная мощность.



N_е.max= N_i.max+ N_тр=10,8+0,27373=11,074 кВт

Механический КПД компрессора.

.

Эффективный КПД компрессора.

.

Эффективный холодильный коэффициент:

е_е =.

Теоретический холодильный коэффициент:

е_т =.

1.3 Расчет теплообменных аппаратов холодильной машины

1.3.1 Расчёт конденсатора

Исходные данные:

Нагрузка на конденсатор Q_кв 3,79 кВт

Температура конденсации, t_к 37 ⁰С

Температура воздуха, t_в 32 ⁰С

Относительная влажность, ц 40 %

Рабочее вещество R404а

Воспользуемся методикой подбора воздушных конденсаторов компании Guntner. Используем программу GPC 2011. На основании результатов расчёта программы принимаем близкий по условиям воздушный конденсатор из ряда моделей фирмы Guntner GVHX 045.1A/1-NW.E, площадь теплопередающей поверхности которого F=40,3 м².

1.3.2 Расчет испарителя

Исходные данные:

Нагрузка на испаритель, Q_и, кВт 2,48

Температура входа жидкости R404а, t_{R404а вх}, ⁰С -39

Температура выхода жидкости R404а, t_{R404а вых}, ⁰С -38,4

Массовый расход R404а, ??, кг/с 0,02361

Температура входа пара этанол 97%, t _вх, ⁰С 40

Температура выхода пара этанол 97%, t _вых, ⁰С -25

Массовый расход этанол 97%, ??, кг/с 0,291

По исходным данным, используя программу подбора пластинчатых теплообменников компании Danfoss Hexact 1.1.2, был подобран конденсатор-испаритель Danfoss B3-052-30-M с площадью теплопередающей поверхности равной 0,82 м² Набор состоит из 30 пластин, и холодопроизводительностью 2,48 кВт.

Технические характеристики пластинчатого теплообменника Danfoss B3-052-30-M:

Hexact Ver 1.1.2
General - Evaporator
Brazed Plate Heat Exchanger: B3-052-30-M
Customer:	Date: 06-05-2012
Reference:	Danfoss ref:
Design conditions
Flow direction	Counter Current
	Side 1		Side 2
Inlet Temperature	°C	:	-38,41		-33,00
Evaporating Temperature (Dew)	°C	:	-39,00
SuperHeating	K	:	1,00
Outlet Temperature	°C	:	-38,00		-37,00
Mass Flow Rate	- total	kg/s	:	0,024		0,291
	- inlet vapor	kg/s	:	0,011
Fluid Vaporized	kg/s	:	0,012
Inlet / Outlet Vapor Quality		:	0,472/1
Operating Pressure - Outlet	bar	:	1,37
Fluid Properties
Fluid Name		:	R404A	Ethanol(97%)
Reference temperature	°C	:	-38,71		-35,00
Liquid	- viscosity	mPa-S	:	0,3019		5,6942
	- Density	kg/mі	:	1282,87		842,9
	- heat capacity	kJ/kg-K	:	1,267		2,128
	- thermal conductivity	W/m-K	:	0,089		0,186
Vapor	- viscosity	mPa-S	:	0,0094
	- density	kg/mі	:	7,38
	- heat capacity	kJ/kg-K	:	0,81
	- thermal conductivity	W/m-K	:	0,009
	- Latent Heat	kJ/kg	:	195,51
Brazed Plate Heat Exchanger
Heat load	kW	:		2,48
Total heat transfer area	mІ	:		1,43
Mean Temperature Difference	K	:		2,67
Overall H.T.C.	W/mІ-K	:		657/650
Pressure drop	- total	kPa	:	7,05		5,12
	- channel	kPa	:	6,99		5,05
	- port	kPa	:	0,05		0,07
	- ref distributor	kPa	:	0
Port hole diameter	mm	:	35		35
Number of channels		:	14M		15M
Total number of plates		:		30
Over surfacing	%	:		1,15
Fouling factor	mІ-K/kW	:		0,0174

B3-052-30-M
Plate Number	30
A (mm)	81
L (mm)	25
Weight (kg)	8,7
Channel Volume (L)	Q1 Q2 side: 1,41 / Q3 Q4 side: 1,316
Design pressure (bar)	30
Test Pressure (bar)	45
Design temperature (°C)	-196 / +200



1.3.3 Расчет регенеративного теплообменника

Исходные данные:

Нагрузка на регенеративный теплообменник

??_рг. = ?? • (??₃ - ??₄) = 0,02361 • (255,22 - 239,73) = 0,366 кВт

Температура входа жидкости R404а, t_{R404а вх.ж}, ⁰С 37

Температура выхода жидкости R404а, t_{R404а вых.ж}, ⁰С 27,4

Массовый расход R404а, ??_в, кг/с 0,02361

Температура входа пара R404а, t_{R404а вх.п}, ⁰С -39

Температура выхода пара R404а, t_{R404а вых.п}, ⁰С -29

По исходным данным, используя программу подбора пластинчатых теплообменников компании Danfoss Hexact 1.1.2, был подобран регенеративный теплобменник Danfoss B3-014-6-L с площадью теплопередающей поверхности равной 0,08 м². Набор состоит из 6 пластин, и холодопроизводительностью 0,37 кВт.

Технические характеристики пластинчатого теплообменника Danfoss B3-014-6-L:

Hexact Ver 1.1.2
General - Single
Brazed Plate Heat Exchanger: B3-014-6-L
Customer:	Date: 06-05-2012
Reference:	Danfoss ref:
Design conditions
Flow direction	Counter Current
	Side 1		Side 2
Inlet temperature	°C	:	37,00		-39,00
Outlet temperature	°C	:	26,85		-20,00
Mass flow rate	kg/s	:	0,022		0,024
Volumetric flow rate	L/min	:	1,33		194,307
Operating Pressure - Outlet	bar	:	-		1,37
Fluid Properties
Fluid Name		:	R404A	R404A
Reference temperature	°C	:	31,92		-29,50
Viscosity	mPa-S	:	0,1171		0,1171
Viscosity wall	mPa-S	:	0,1482		0,0116
Density	kg/mі	:	1012,5		6,94
Specific heat capacity	kJ/kg-K	:	1,6		0,815
Thermal conductivity	W/m-K	:	0,061		0,010
Brazed Plate Heat Exchanger
Heat load	kW	:		0,37
Total heat transfer area	mІ	:		0,05
Mean Temperature Difference	K	:		61,04
Overall H.T.C.	W/mІ-K	:		201/115
Pressure drop	- total	kPa	:	0,13		7,93
	- channel	kPa	:	0,13		7,24
	- port	kPa	:	0		0,68
Port hole diameter	mm	:	18		18
Number of heat transfer Units		:	0,167		0,311
Number of channels		:	2L		3L
Total number of plates		:		6
Over surfacing	%	:		74,24
Fouling factor	mІ-K/kW	:		3,7005



B3-014-6-L
Plate Number	6
A (mm)	20,8
L (mm)	25
Weight (kg)	1,06
Channel Volume (L)	Q1 Q2 side: 0,06 / Q3 Q4 side: 0,04
Design pressure (bar)	30
Test Pressure (bar)	45
Design temperature (°C)	-196 / +200

1.4 Расчет трубопроводов

Система трубопроводов представляет собой сложную гидравлическую сеть из участков, соединенных последовательно или параллельно.

Участком называют часть трубопровода с неизменным расходом жидкости и диаметром трубы. В расчете трубопроводов рассчитываю всасывающий, нагнетательный трубопровод и жидкостной трубопровод.

Внутренний диаметр круглой трубы выбирали по стандарту ЕN 12735-1

, м

где:

V - объемный расход жидкости, м³/с

щ - средняя скорость в сечении, м/с

Значением средней скорости задаюсь по [10].Для труб диаметром больше 100 м табличные значения скорости увеличиваю на 30 %. В циркуляционной системе движение рабочего тела происходит под действием разности давлений нагнетания и всасывания. Рабочее тело движется от точек системы с большим давлением к точкам с меньшим. При движении по системе любой среды происходят потери давления: на трение о стенки трубы Р_тр и в местных сопротивлениях Р_м.с (повороты, задвижки, ответвления, перемена сечения трубопроводов и др.).

Потери давления на трение

Р_тр=(л_тр/d)(сщ²/2)l, Па/м

где:

л_тр - коэффициент трения, значение которого зависит от шероховатости трубы и режима течения, который, в свою очередь, характеризуется числом R_е (число Рейнольдса). сщ²/2 - динамическое (скоростное) давление,

Па R_е= щd_внс/м

где:

м - динамическая вязкость, Пас

l - длина трубы, м

л_тр= 0,11(k/d_вн+64/R_е)0,25

k - шероховатость труб, значение которой принимаю 0,06 для новых стальных труб.

Потери давления в местных сопротивлениях Р_м.с (в Па), определяю по формуле [10].

Р_м.с=?о_м(сщ²/2), Па



где:

о_м - коэффициент местного сопротивления.

Полная потеря давления на участке трубопровода.

Р=Размещено на http://www.allbest.ru/

Р_м.с+Р_тр, Па

Результаты расчетов сведены в таблицу:

Название трубопровода		Массовый расход, Ga, кг/с	Плотность вещ-ва, с	Удельный объем, va, м3/кг	Обьемный расход, Va, м3/с
нагнетательный трубопровод	1	0,02361	73,67568	0,013573	0,0003205
всасывающий трубопровод	2	0,02361	6,6348195	0,15072	0,0035585
жидкостной трубопровод до ресивера	3	0,02361	982,7044	0,0010176	0,0000240
жидкостной трубопровод после ресивира	4	0,02361	982,7044	0,0010176	0,0000240

	Скорость вещ-ва, щ, м2/с	Диаметр внутренний, Dвн.рас., м	Диаметр фактический, Dфак, м	Скорость вещ-ва фактич., щфак, м2/с	Длина трубы, м	Отвод 90	Внезапное расширение	Внезапное сужение	Вентиль	Потери давления общие, ДP, МПа
1	6	0,008	0,01	4,08	10	8	5	5	1	0,025691767
2	18	0,016	0,016	17,71	2	3	3	4	2	0,027435071
3	0,45	0,008	0,008	0,48	2	5	4	3	3	0,01537746
4	0,5	0,008	0,01	0,31	10	3	3	1	2	0,007409667

1.5 Подбор ресивера

Выпускают ресиверы двух типов: горизонтальные РД и вертикальные РДВ. Ресиверы РД могут быть использованы в качестве циркуляционных, защитных или дренажных.

При использовании горизонтального ресивера в качестве защитного или циркуляционного, его устанавливают вместе с отделителем жидкости, соединяя оба аппарата трубопроводами.

Требуемый объем линейных ресиверов при условии их заполнения не более чем на 80%. Ресивер был подобран по методике компании Bitzer. По представленному в каталоге графику по холодопроизводительности машины был подобран горизонтальный ресивер типа F062H (Bitzer).

Горизонтальный ресивер хладагента R404a F062H:

Объем V=6,8 дм³;

Максимальное наполнение хладагентом - 6,5 кг;

Вес - 7,5 кг;

Входной патрубок d_вх=12 мм;

Выходной патрубок d_вых=10 мм.

1.6 Подбор вспомогательного оборудования

1.6.1 Подбор маслоотделителя

Маслоотделитель типа OUB предназначен для использования в холодильных установках, в которых масло при всех условиях эксплуатации должно возвращаться в масляный картер компрессора.

При применении маслоотделителя масло не циркулирует с хладагентом по всей системе охлаждения.

Маслоотделитель обеспечивает возврат масла в компрессор, предотвращает выход компрессора из строя из-за недостатка смазки, увеличивает срок службы компрессора.

Высокая эффективность, связанная с уменьшением скорости потока, изменением направления течения масла, отделением масла при высокой температуре и автоматическим возвратом масла в картер компрессора.

Маслоотделитель защищает компрессор от гидравлического удара, повышает производительность конденсатора и испарителя (из-за отсутствия мест скопления масла), участвует в демпфирование пульсаций и поглощение шумов на стороне высокого давления холодильной установки.

Для расчета маслоотделителя, исходными данными были взяты холодопроизводительность и масса фреона в системе.

Эффективная работа маслоотделителя OUB связана с:

- изменением скорости и направления течения поступающей смеси масла и хладагента,

- сбором, отделением и фильтрацией масла,

- хранением сепарированного масла при высокой температуре, предотвращающей поглощение хладагента.

Рис. Конструкция маслоотделителя OUB

1. Поплавок

2. Масляный резервуар

3. Игольчатый клапан

7. Клапанный узел

8. Штуцер для подсоединения к линии возврата масла (6 мм под пайку)

10. Ниппель штуцера

12. Штуцер для входа паров хладагента

13. Штуцер для выхода паров хладагента

15. Маслосборник

17. Монтажный кронштейн

Принцип работы:

Пары хладагента поступают в маслоотделитель через входной штуцер (12). Масло, содержащееся в хладагенте, отделяется от последнего в результате изменения скорости и направления течения в маслосборнике (15), который работает также как масляный фильтр. Когда пары перегретого хладагента обтекают масляный резервуар (2), их степень перегрева несколько уменьшается. При этом масляный резервуар приобретает достаточно высокую температуру, и сепарированное масло хранится в нагретом состоянии, при котором содержание в нем растворенного хладагента настолько низкое, насколько это возможно. Тем самым предотвращается попадание хладагента в масляный картер компрессора, где он может вскипеть. Поплавок (1) открывает игольчатый клапан (3) в зависимости от количества масла в резервуаре, а давление конденсации заставляет масло поступать обратно в картер компрессора, таким образом, обеспечивая его автоматический возврат в компрессор.

1.6.2 Подбор фильтра осушителя верхнего каскада

Фильтры-осушители жидкости предназначены для защиты холодильных установок и систем кондиционирования воздуха от влаги, кислот и твердых включений. После удаления этих составляющих системы не будут подвергаться вредному воздействию химических веществ и абразивных частиц.

Фильтры-осушители типа DML с твердым сердечником из «молекулярного сита» наиболее подходят для систем с гидрофторуглеродными (ГФУ) хладагентами и полиэфирным (РОЕ) или полиалкиловым (PAG) маслами. Эти фильтры предназначены для установок, требующих высокой степени осушения хладагента, и могут использоваться с компрессорами любых типов. Благодаря тому, что эти фильтры не содержат активированного алюминия, они не оказывают влияния на масляные присадки.

Выбираем размер фильтра, исходя из производительности установки и количества влаги в хладагенте. Вес хладагента R404а, заправленного в систему, составляет 8 кг при температуре t_l = 24⁰С.

Чтобы высушить 8 кг хладагента при температуре t_l = 24⁰С с понижением влагосодержания от 1020 до 30 ppm, необходимо использовать фильтр DML 033s.

Холодопроизводительность системы Q_кв = 2,465 кВт.

Чтобы обеспечить массовый расход хладагента, переносящий 2,367 кВт через фильтр DML, необходимо выбрать фильтр со штуцером диаметром 12 мм.

Рис. Конструкция фильтра DML 033s:

1. Входной штуцер

2. Пружина

3. Твердый сердечник

4. Прокладка из полиэстера

5. Перфорированная пластина

6. Герметичный колпачок штуцера под бортовку

7. Герметичный колпачок штуцера под пайку

1.6.3 Подбор терморегулируюшего вентиля

Терморегулирующиq вентилm подобран по каталогам компании Danfoss.

Исходные данные:

Нагрузка на ТРВ нижнего каскада, кВт 2,465

Температура кипения R404a, ⁰С -39

Разность давлений на ТРВ, бар 10

По исходным данным подходит клапан TES2-1.7

1.6.4 Подбор клапана регулятора давления конденсации и клапана перепада давления

Клапан регулятора давления конденсации и клапана перепада давления подбирается по каталогам компании Danfoss. Клапаны регуляторы KVR и NRD используются для поддержания постоянного и достаточно высокого давления в конденсаторе и ресивере холодильных установок и систем кондиционирования с конденсаторами воздушного охлаждения.

Преимущества

?? Точное регулирование давления с возможностью перенастройки.

?? Широкий диапазон производительности и рабочих характеристик.

?? Устройство гашения пульсаций.

?? Сильфон из нержавеющей стали.

?? Компактная угловая конструкция корпуса, удобная для монтажа в любом положении.

?? Паяный герметичный корпус.

Клапан KVR определяется по холодопроизводительности и температуре конденсации.



KVR	NRD
1. Защитный колпачок 2. Прокладка 3. Регулировочный винт 4. Основная пружина 5. Корпус регулятора 6. Уравновешивающий сильфон 7. Пластина клапана 8. Посадочное седло 9. Демпфирующее устройство 10. Штуцер для манометра 11. Крышка 12. Прокладка 13. Втулка	1. Поршень 2. Пластина клапана 3. Направляющая поршня 4. Корпус регулятора 5. Пружина

Клапан регулятор KVR открывается при возрастании давления на входе, т.е. когда давление в конденсаторе достигает давления на стройки (уставки). Степень открытия регулятора зависит только от входного давления. Изменение давления на выходе из регулятора не оказывает влияния на его работу, т.к. регулятор KVR снабжен уравновешивающим сильфоном (6). Эффективная площадь этого сильфона соответствует площади посадочного седла регулятора.

Регулятор KVR также снабжен эффективным демпфирующим устройством (9), сглаживающим пульсации давления, которые обычно возникают в холодильных установках. Демпфирующее устройство помогает продлить срок службы регулятора, не ухудшая точности регулирования.

Клапан регулятор перепада давления NRD начинает открываться, когда перепад давления на клапане достигнет 1,4 бар, и полностью откроется, когда перепад давления будет равен 3 бар.

1.6.5 Подбор запорно-регулирующей арматуры

Вся запорно-регулирующая арматура (шаровые краны Danfoss GBC, смотровые стекла Danfoss SGN, обратные клапана Danfoss NRV, клапана Шредера) подбирается по диаметру трубопровода по каталогам компании Danfoss.



Список литературы

1.Руководство по расчету теплового баланса холодильных камер и выбору основных проектных параметров холодильных установок «Остров» 1999г.

2.Бекнева Е.В. «Низкотемпературные каскадные фреоновые холодильные машины» Холодильная техника 1962, №6.

3.Багданов С.Н., Иванов О.Н., Куприянова А.В., Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник издание 3-е, дополненное и переработанное Москва «Агропромиздат» 1985г.

4.Будин В.А., Филимонов В.В. Влияние неравномерности распределения воздуха по фронту на теплоотдачу автотранспортного радиатора- Тракторы и сельхозмашина 1976,№5.

5.Бурка В.В., Индейкин А.И. Автотранспортные радиаторы. Л, Машиностроение, 1978.

6.Быков А.В.Холодильная техника. Холодильные компрессора. Справочник Москва «Легкая и пищевая промышленность». 1981г.

7.Быков А.В. Технико-экономические показатели низкотемпературных холодильных машин «Холодильная техника».№9 1975г.

8.Быков А.В.Теплофизические основы получения искусственного холода. Пищевая промышленность. 1980г.

9.Варгафтик Н.Б. Справочник по теплофизических свойств газов и жидкостей. М. Наука 1972г.

10.Вайнштейн В.Д., Конторович В.И. Низкотемпературные холодильные установки. Москва. Пищевая промышленность. 1972г.

11.Гопин С.Р., Тихомиров В.А., Рогова В.А., Кожевников В.П., Аверин С.В., Влияние неравномерности поля скоростей воздуха по фронту конденсатора на работу холодильного агента. Холодильная техника 1979г №4.

12.Кошкин Н.Н., Сакун И.А., Бамбушек Е.М. Холодильные машины Ленинград «Машиностроение» 1985г.

13.Бамбушек Е.М., Бахарин Н.Н., Герасимов Е.Д. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин; Под. общим. ред. Сакуна И.А.-Л.: Машиностроение Ленинград 1987г.

14.Методическое указание «Одесса» 1980г.

15.Типовые нормы времени на разработку конструкторской документации издание 2-е. Москва Экономика 1987г.

Размещено на Allbest.ru