I камера 1 стена.

=0, 405·65, 71·8, 5=226, 2 (Вт)

II камера 5 стана с южной стороны:

0, 408·66, 9·8, 5=57, 992 (Вт)

с восточной стороны:

0, 408·70, 9·8, 5=245, 812(Вт)

III камера 8 стена с восточной стороны:

0, 188·66, 7·8, 5=106, 5866(Вт)

IV камера 11 стена с западной стороны:

0, 257·65, 9·10, 2=172, 75(Вт)

Потолок:

0, 2·276, 6·15=829, 8 (Вт).

7.1.2 Теплоприток через стены

По формуле (6) рассчитаем теплопритоки:

для примера возьмем расчет I камеры. Расчетные данные для других камер приведены в таблице 3

Ø Камера I

Южная Стена: Q_1т = 0, 405 ∙ 65, 71(25-(-5)) = 798, 4(Вт)

Восточная стена

Q_1т = 0, 31 ∙ 32, 86((25-(-5)) ·0, 6) = 183, 35(Вт)

Северная стена

Q_1т = 0, 31 ∙ 65, 71((25-(-5)) ·0, 6) = 366, 7(Вт)

Западная стена

Q_1т = 0, 31 ∙ 32, 86((25-(-5)) ·0, 6) = 183, 35(Вт)

Пол:

теплоприток отсутствует, так как =0.

7.2 Теплоприток от грузов

Количество отводимого в единицу времени тепла (в Вт) можно определить для любого вида холодильной обработки по формуле:

, (8)

где - суточное поступление продукта в камеру, т/сутки; - разность удельных энтальпий, соответствующих начальной и конечной температурам продукта, Дж/кг; - продолжительность холодильной обработки продукта, ч.

Принимаем время обработки продуктов τ = 24 ч

Суточная производительность всего холодильника 40 т/смены.

соответственно для каждой камеры будет.

I камера 4 т/сутки(10% от 40 т)

II камера 8 т/сутки(20% от 40 т)

III камера 12 т/сутки(30% от 40 т))

данные расчета Q₂ приведены в таблице 7

Таблица 7

I камера.

(Вт)

II камера.

(Вт)

III камера

(Вт)

Теплоприток от грузов в IV камеру отсутствует, так как Δ i=0.

Теплоприток от тары определяем по формуле:

(9)

где - суточное поступление тары, т/сутки; - удельная теплоемкость тары, Дж/(кг·К); - температура тары при поступлении груза, ⁰С; - температура тары при выходе груза, ⁰С.

Масса тары составляет 15% от массы груза.

Материал тары металлический. =460 Дж/(кг·К);

I камера.

(Вт)

II камера.

(Вт)

III камера

(Вт)

7.3 Эксплуатационные теплопритоки Q₄

7.3.1 Расчет теплопритока (в Вт) производится по формуле:

, (10)

таблица 8. теплопритоки от освещения.

где - количество тепла, выделяемого освещением в единицу времени на 1 м² площади пола, Вт/м²; - площадь камеры, м².

Принимаем: А–4, 2 Вт/м² для производственных камер

А– 1, 2 Вт/м² для камер хранения.

7.3.2 Расчет теплопритока (в Вт) производится по формуле:

, (11)

где - число людей, работающих в данном помещении; 350 – тепловыделение одного человека при тяжелой физической работе, Вт.

Число людей, работающих в помещении принимают в зависимости от площади камеры: при площади камеры до 200 м² – 2 3 человека, при площади камеры больше 200 м² – 3 4 человека.

таблица 9. теплопритоки от пребывающих людей.

7.3.3 Теплоприток от работающих двигателях.

Теплоприток (в Вт) определяют по формуле:

, (12)

где - мощность электродвигателя, кВт. принимается в зависимости от предназначений камер.

Камера хранения охлажденных грузов 1–4 кВт

камера охлаждения 3–8 кВт

камера замораживания 8–16 кВт

таблица 10. теплопритоки от работающих электродвигателей.

7.3.4 Расчет теплопритока (в Вт) производится по формуле:

, (13)

где - удельный приток тепла от открывания дверей, Вт/м².

Удельный приток тепла принимаем по табл. 3.3 /1, стр.66/

таблица 11. теплоприток при открывание дверей.

сведем все эксплуатационные теплопритоки в одну таблицу.

Таблица 12.Теплопритока Q₄

В таблицу 13. сводим результаты теплового расчета, предварительно сгруппировав камеры с примерно одинаковыми температурами. С учетом того, что при суммировании теплопритоков будем брать:

Q1 (100% на камерное оборудование и 85% на компрессор от суммы)

Q2 (130% на камерное оборудование и 100% на компрессор от суммы)

Q4(100% на камерное оборудование и 50% на компрессор)

Таблица 13

8 Обоснование выбранной системы охлаждения

Для отвода теплоты и влаги из охлаждаемых помещений и тех­нологических аппаратов в них устанавливают теплообменные ап­параты, носящие название охлаждающих приборов. В этих прибо­рах теплота отдается охлаждающей среде. Способы охлаждения в зависимости от вида охлаждающей среды делятся на непосредственное охлаждение и на охлаждение жидким хладоносителем (косвенное охлаждение).

В настоящее время наиболее широкое распространение получили холодильные системы, работающие по принципу непосредственного охлаждения. Это связано с очевидными достоинствами таких систем: простотой схем, меньшими первоначальными финансовыми затратами на приобретение, более низкими удельными затратами энергии на получение холода, меньшими диаметрами трубопроводов и более компактным теплообменным оборудованием. Тем не менее, данным системам присущ и ряд недостатков. Прежде всего:

· основные хладагенты (фреоны и аммиак) недопустимо использовать для охлаждения помещений, в которых предусматривается длительное нахождение и работа людей;

· значительные потери давления в гидростатическом столбе жидкости при подаче углеводородных хладагентов на верхние этажи многоэтажных хладопредприятий, ведущие к существенной потере холодопроизводительности. Особенно заметно действие этого фактора при разнице высот более 10 м и низких температурах кипения;

· проблемы с возвратом масла в случае разветвленной системы охлаждения территориально распределенного хладопредприятия;

· опасность выброса жидкого хладагента из испарителя во всасывающую полость компрессора в условиях эксплуатации, допускающих резкие возрастания тепловой нагрузки;

· значительные потери дорогостоящих углеводородных хладагентов в случае разгерметизации системы охлаждения и большие финансовые затраты на восполнение хладагента, особенно в случае разветвленных систем охлаждения;

Приведенные проблемы позволяют избежать холодильные системы с промежуточным хладоносителем. При охлаждении хладоносителем (хладоноситель - жидкость, используемая для отбора тепла от охлаждаемых предметов и для переноса этого тепла к хладагенту в испарителе) понижение температуры охлаждаемой среды достигается благодаря теплообмену между охлаждаемой средой и холодным хладоносителем, циркулирующим в теплообменных аппаратах. Хладоноситель, в свою очередь, охлаждается в испарителе при кипении холодильного агента.

Преимущества системы охлаждения с промежуточным хладоносителем:

Ø исключается возможность проникновения холодильного агента, масла непосредственно в охлаждаемую среду (в охлаждаемый продукт);

Ø простота регулирования температуры охлаждаемой среды (продукта) отдельных потребителей, что достигается путем изменения количества хладоносителя, направляемого в теплообменный аппарат охлаждаемой среды (продукта);

В курсовой работе выбрана промежуточная система охлаждения(косвенное охлаждение).

9 Построение цикла холодильной машины и определение параметров хладагента.

Так как была выбрана схема с промежуточным хладоносителем (рассольная схема), то температуру кипения хладагента принимаем на 5 6 ⁰С ниже температуры рассола, которую в свою очередь принимают на 8 10 ⁰С ниже температуры воздуха в камере. Тогда температуру кипения рассчитываем по формуле:

(14)

Для цикла одноступенчатого сжатия:

⁰С

.Для цикла двухступенчатого сжатия:

⁰С.

Температуру конденсации определяем по графику, который приведен /1/ стр рис 5, 1.

Температура конденсации:

⁰С.

Для исключения влажного хода компрессора, пар перед компрессором перегревается.

⁰С. (15)

Для цикла одноступенчатого сжатия:

⁰С.

Для цикла двухступенчатого сжатия:

⁰С.

Промежуточное давление для цикла с двухступенчатым сжатием:

Р_пр=

Промежуточная температура: Т_пр= –10

Цикл с одноступенчатым сжатием строим для камер I и II.

Цикл с двухступенчатым сжатием строим для камер III и IV.

9.1 Построение цикла одноступенчатой холодильной машины

Ø На T – s диаграмму аммиака наносим изотермы, определяющие режим работы установки: , , и .

Ø По температурам и находим соответствующие изобары и в области перегретого пара и переохлажденной жидкости.

Ø В результате построения получили точки, параметры которых представлены в таблице 11.

Ø T-s диаграмма приведена в приложении А.

Данные для расчета и конечные значения величин цикла с одноступенчатым сжатием представлены в таблице 14.

Таблица 14

Холодильный цикл с одноступенчатым сжатием строим на T-S диаграмме, полученной с помощью программы CoolPack 3.0 (приложение А).

9.2 Построение цикла двухступенчатой холодильной машины

Для построения цикла рассчитаем температуру переохлаждения амиака на выходе из змеевика промежуточного сосуда.

t₇ = t_пр +3'С= –10+3= –7'C.

Данные для расчета и конечные значения величин цикла с двухступенчатым сжатием представлены в таблице 12.

Таблица 15

Холодильный цикл с двухступенчатым сжатием (приложение Б).

10 Расчет компрессора

Одноступенчатый компрессор можно применять в довольно широком диапазоне рабочих условий. Ограничивает возможность применения одноступенчатого компрессора температура нагнетания, которая не должна превышать 160°С.

10.1 Расчет компрессора для одноступенчатого сжатия:

1. Определяем холодопроизводительность 1 кг хладагента:

q ₀= i₁^'-i₄ = 1435.86-363.17 = 1072.69

2. Раход пара:

M = Q₀/q₀= 50.766/1072.69 = 0.04 (кг/с)

где Q₀ холодопроизводительность компрессоров, определяется по формуле

(16

(кВт)

где - коэффициент учитывающий потери в трубопроводах и аппаратов холодильной установки(при рассольном охлаждении =1, 12); -суммарная нагрузка на компрессор; b - коэффициент рабочего времени (22 часа в сутки).

3. Объемный расход пара:

Vд =M∙ v₁ = 0.04∙ 0.6=0.024 (м³/с)

где v₁ – удельный объем всасываемого пара(м³/кг)

4. Коэффициент подачи выбираем для бескрейцкопфных (по рис 5, 5 /1/)

p_к/p₀=1, 35/0, 19=7, 1

λ =0.63(по рис 5, 5 /1/)

5. Описываемый объем:

V = = 0, 04 (м³/с)

Выбираем 1 компрессоров П60 с описываемым объемом 0, 043 (м³/с).

6. Теоретическая мощность компрессора:

Nт = М(i₂ – i₁^')= 0.04(1753–1452.9)=12 (кВт)

7. Действительная мощность:

N_i= (кВт)

8. Эффективная мощность:

N_э (кВт)

9. Тепловой поток в конденсаторе:

Q_к=Q₀+ N_i =50.766+14.8=65.566 (кВт)

10.2 Расчет компрессора для двухступенчатого сжатия:

В двухступенчатых установках хладоагент последовательно сжимается сначала в ступени низкого давления (СНД), а затем после охлаждения в ступени высокого давления (СВД). В холодильных машинах работающих на аммиаке полное промежуточное охлаждение пара после СНД осуществляется в промежуточном сосуде аммиаком, кипящим при промежуточной температуре.

1. Определяем холодопроизводительность 1 кг хладагента:

q₀=i₁^' –i₈=1402.8–168=1234 (кДж/кг)

2. Расход пара:

СНД: M = Q₀/q₀= 57.395/1234 = 0.05 (кг/с)

где Q₀ холодопроизводительность компрессоров на каждую температуру кипения, определяется по формуле (316546)

=1, 12

; =46120, 9

(кВт)

СВД: (17)

3. Объемный расход пара:

СНД: V_д= M∙ v₁ =0.05∙ 1.91 =0.095 (м³/кг)

СВД: V_д= M∙ v₃ =0.07∙ 0.42=0.0294 (м³/кг)

4. Коэффициент подачи:

λ ₁ = 0, 76

λ ₂ = 0, 75

5. Описываемый объем:

СНД: V= V = =0.095/0.76 = 0.125 (м³/с)

СВД: V= V = = 0.0294/0.75=0.039 (м³/с)

Выбираем1 компрессора АД90-3

6. Теоретическая мощность компрессора:

СНД: Nт=0, 05∙ (1640, 8-1424, 4)=10, 82 (кВт)

СВД: Nт=0, 07∙ (1675-1448, 3)=15, 87 (кВт)

7. Действительная мощность:

СНД: N_i =10, 82/0, 81=13, 36 (кВт)

СВД: N_i =15, 87/0, 81=19, 6 (кВт)

8. Эффективная мощность:

СНД: N_э =13, 36/0.85=15, 7 (кВт)

СВД: N_э =19, 6/0, 85=23 (кВт)

9. Тепловой поток в конденсаторе:

Q_к=57, 395+(15, 7+23)=96 (кВт)

11 Расчет основного оборудования.

11.1 Подбор конденсаторов.

Конденсаторы следует принимать по действительному тепловому потоку, определенному при тепловом расчете компрессора. Тип конденсатора выбирают в зависимости от назначения установки, условий водоснабжения и качества воду с учетом климатологических данных.

Мы выбираем испарительный конденсатор из оребренных труб. Это тип конденсатора с водо-воздушным охлаждением. В этих установках теплота отводится, как засчет отвода воды, так и в результате её частичного испарения. Не испарившаяся вода стекает в бак и насосом вновь подается на орошение. Бак постоянно наполняется свежей водой.

Конденсатор для установки одноступенчатого сжатия:

F= =32.7 (м²)

где –удельный тепловой поток(Вт/м²). принимаем 2000 (Вт/м²) для испарительный конденсаторов.

Принимает конденсатора марки ТКА–85. Площадь которого равна 51, 5 (м²).

Объемный расход воды на охлаждение конденсатора №1 при давлении 0, 3 МПа V=0, 33 (м³/с)

Конденсатор для установки двухступенчатого сжатия:

F= =48 (м²)

Принимает 1 конденсатора марки ТКА–85. Площадь каждого равна 51, 5 (м²).

Объемный расход воды на охлаждение конденсатора №1 при давлении 0, 3 МПа V=0, 33 (м³/с)

11.2 Подбор испарителей.

Необходимо подобрать панельный испаритель. Аппараты такого типа являются наиболее распространенными и применяются в машинах средней и крупной производительности. В таких испарителях рассол охлаждается при движении внутри труб, а рабочее вещество кипит на их наружной поверхности. Принципиального различия между аммиачными и хладоновыми аппаратами нет. Отличие состоит в конструкции поверхности теплообмена и материалах, применяемых для изготовления.

Недостатком этих испарителей является опасность повреждения труб из-за замерзания в них рассола при случайной остановке рассольного насоса или при недостаточной концентрации рассола.

Аммиачный кожухотрубный испаритель затопленного типа представляет собой горизонтальный цилиндрический кожух с двух сторон закрытый крышками. В них протекает рассол. Рассол поступает через нижний патрубок, приваренный к крышке, а выходит через верхний патрубок. Там же имеется вентиль для спуска воздуха из рассола и вентиль для слива рассола. Жидкий аммиак поступает в межтрубное пространство. Образующийся пар отсасывается сверху через сухопарник. Снизу к кожуху приварен маслосборник, откуда через патрубок периодически выпускают масло и загрязнения. Испарители снабжены манометром.

Выбор рассольных испарителей определяется принятой системой охлаждения: при закрытой системе охлаждения принимают кожухотрубные испарители, при открытой – панельные.

Панельный испаритель представляет собой прямоугольный бак, в котором размещены испарительные секции панельного типа и мешалка для обеспечения циркуляции рассола. При разности температур Ɵ _м =5-6 'С плотность теплового потока в панельных испарителях достигает (Вт/м²) (/3/ стр 319). Принимаем (Вт/м²)

Испаритель для установки одноступенчатого сжатия:

F= (м²)

где Q_и - тепловой поток в испарителе.

Принимаем 1 испаритель марки 30ИП. Площадью равной 30 (м²).

Расход теплоносителя, необходимый для отвода теплопритоков в охлаждаемом объекте:

V_p= 0, 0057 (м³/с)

где – удельная теплоемкость хладоносителя при средней температуре(кДж/(кг К)); – плотность рассола, (кг/м³); – разность температур рассола на входе в испаритель и на выходе из него, (К)

Испаритель для установки двухступенчатого сжатия:

F= (м²)

Принимаем 1 испаритель марки 30ИП. Площадью равной 30 (м²).

Расход теплоносителя, необходимый для отвода теплопритоков в охлаждаемом объекте:

V_p= 0, 0064(м³/с)

12 Подбор камерного оборудования

Для охлаждения камер холодильников применяют:

Ø батарейное (или тихое) охлаждение, при котором в камере возникает естест­венная циркуляция воздуха;

Ø охлаждение воздухоохладителями (воздушное охлаждение), при котором в камере создается принудительная циркуляция воздуха под воздействием вентиля­торов воздухоохладителей;

Ø смешанное охлаждение, при котором в камере устанавливают как батареи, так и воздухоохладители.

Для камер хранения мороженых грузов чаще всего применяют батарейное охлаждение. Используют потолочные и пристенные батареи из гладких или оребренных труб, а в последнее время — панельные батареи. При батарейном охлаждении отсутствуют работающие механизмы, которые являются дополнительными источниками тепла. Потери от усушки продукта при тихом охлаждении значительно меньше, чем при охлаждении воздухоохладителями.

Основными недостатками батарейного охлаждения являются неравномерность распределения температур по объему камер и трудность оттаивания слоя инея, особенно с оребренных батарей. Поэтому более целесообразно использовать в ка­мерах хранения мороженых грузов гладкотрубные потолочные батареи, хотя это связано со значительным расходом дефицитных труб и некоторым увеличением стоимости оборудования. В камерах длительного хранения мороженых грузов не рекомендуется применять пристенные оребренные батареи, так как из-за не­достатка места (малых отступов от стен) оттаивание сдоя инея затруднено. Тем не менее из экономических соображений приходится применять оребнные трубы, чтобы уменьшить расход цельнотянутых труб.

Охлаждающие батареи из оребренных труб не могут обеспечить равномерного распределение температур по всему объему охлаждаемого помещения, так как этого требуется, чтобы потолочные батареи покрывали большую часть потолка, а при использовании батареи из оребренных труб это достигается не всегда.

При воздушном охлаждении значительно увеличиваются скорость движения воздуха относительно трубной системы аппарата и соответственно коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха, а в конечном счете — коэффициент теплопередачи аппарата. Применение компактных аппаратов интенсивного действия — воздухоохладителей можно считать наиболее перспективным для камер хранения, охлажденных, так и мороженых грузов.

При воздушном охлаждении камеру оборудуют несколькими воздухоохладителями, что позволяет регулировать площадь поверхности теплообмена кратность циркуляции воздуха в соответствии с теплопритоками в камеру.

В настоящее время выпускают довольно большую номенклатуру воздухоохладителей подвесного тина, позволяющих получать различные скорости воздуха камерах.

Увеличение скорости воздуха в камере позволяет ускорить процесс отвода тепла от продукта, что важно при охлаждении и замораживании, причем совре­менная техника позволяет получать оптимальные скорости воздуха (с учетом скорости и продолжительности обработки продукта, г также потерь от усушки).