Экологические проблемы РК

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Ноября 2012 в 15:40, реферат

Описание

В ходе расчета принял схему одноступенчатого сжатия, холодильный агент R717 и непосредственное охлаждение среды, подобрал три поршневых компрессора марки АО 1200 П2; два горизонтальный кожухотрубный конденсатор марки 300 КТГ; пять кожухотрубный испаритель марки 300 ИТГ; шесть центробежных насоса для перекачивания воды марки К45/30; линейный ресивер марки 3,5РВ; два дренажный ресивер марки 3,5РД; маслоотделитель марки 200 ОМ; защитный ресивер марки РЦЗ 3-4; градирни марки ГПВ-80; отделитель жидкости марки ОЖ 250ОЖМ

Работа состоит из  1 файл

Экологические проблемы Республики Казахстан.docx

— 46.21 Кб (Скачать документ)




ВВЕДЕНИЕ

 

В данном курсовом проекте  спроектирована холодильная установка  с поршневым компрессором для охлаждения парового конденсата, имеющего холодопроизводительностью 2мВт  с параметра Т1 = 12°С до параметра Т2 = 6 °С; г. Тбилиси.

В ходе расчета принял схему одноступенчатого сжатия, холодильный агент R717 и непосредственное охлаждение среды, подобрал три поршневых компрессора марки АО 1200 П2; два горизонтальный кожухотрубный конденсатор марки 300 КТГ; пять кожухотрубный испаритель марки 300 ИТГ; шесть центробежных насоса для перекачивания воды марки К45/30; линейный ресивер марки 3,5РВ; два дренажный ресивер марки 3,5РД; маслоотделитель марки 200 ОМ; защитный ресивер марки РЦЗ 3-4; градирни марки ГПВ-80; отделитель жидкости марки ОЖ 250ОЖМ 

1 ВЫБОР РАСЧЕТНОГО РЕЖИМА

 

        Начальная температура дифенила, Т1, °С      12

Конечная температура  дифенила, Т2, °С                     6

 

1.1 Выбрали систему непосредственного охлаждения.

При проектировании холодильных  установок с непосредственным охлаждением аммиачными холодильными машинами температуру кипения аммиака принимают на 5÷100С ниже чем температуры воздуха в камере. 

Исходные данные

Температуру кипения холодильного агента tо,°С,  определяли согласно /4, с. 71/


                                                     tо =  tв – (5÷10),                                          

tо =  6 - 5 = 1°С.

Согласно /2, с.19/ выбрали холодильный агент R 12:

Температуру конденсации холодильного агента tк, °С, определяли согласно /4,с. 71/


                              tк = tw1 + Δtw + (2 ÷ 4) °С =  tw2 + (2 ÷ 4) °С,                       

где tw1 – начальная температура воды;

 tw2 – конечная температура воды;

 Δtw – нагрев воды в конденсаторе.

Начальную температуру воды при оборотном водоснабжении tw1, °С, определяли согласно /4, с.17/


                                                 tw1 =  tвл + (4 ÷ 8) °С,

где tвл – температура воздуха по мокрому термометру, °С.            

Летнюю температуру tлет, °С, и летнюю влажность воздуха φлет, %, принимали для города Томска согласно /4, с. 208/

tлет = 34°С,

 φлет = 46 %.

Температуру мокрого термометра определяли по i-d диаграмме согласно  /4, с. 214/

tвл = 24,5°С,

tw1 = 24,5 + 4 = 28,5°С.

Конечную температуру воды tw2, °С, определяли согласно /4, с.71/


                                                 tw2 =  tw1 + (2 ÷ 4)°С,                                         

tw2 =  28,5 + 2 = 30,5°С,

tк =  30,5 + 3 + 2 = 35,5°С.

 

Температуру всасываемых паров холодильного агента tвс, °С, определяли согласно /4, с. 72/


tвс=t0+(5÷10)°С;

tвс1+5=6°С. 

2 ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА В ДИАГРАММЕ i-lgР

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.1 Данные расчета

Температура кипения  холодильного агента t0, °С                                                 1

Температура конденсации  холодильного агента tк, °С                                        35.5

Давление кипения холодильного агента Ро , МПа                                                0,45

Давление конденсации  холодильного агента Рк, МПа                                       1,35

По данным расчета построили цикл холодильной установки в диаграмме i-lgp для R717. Полученные данные занесли в таблицу 1.

 

Рисунок 1 – Принципиальная схема и цикл одноступенчатой холодильной    машины с отделителем жидкости.

Таблица 1 - Параметры точек цикла холодильной установки

 

Точки цикла

Температура t, °С

Давление Р, мПа

Энтропия

S,кДж/кгК

Энтальпия i, кДж/кг

Удельный объём V,м³/кг

Насыщенность

пара, х

1

1

0,45

8,8

1680

0,275

-

1'

10

0,45

8,9

1706

0,277

-

2

89

1,35

8,9

1860

0,121

-

3

35,5

1,35

4,7

586

0,001699

-

3'

32

1,35

4,7

580

0,00169

-

4

1

0,45

4,8

580

0,35

-


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 РАСЧЕТ И ПОДБОР КОМПРЕССОРА

 

Задачей расчета является определение  теоретической объемной подачи, стандартной  холодопроизводительности, подбор стандартного аппарата и их количество на заданную производительность.

Исходные данные:

Q0 – холодопроизводительность холодильной установки, кВт                       2000

v1’ – удельный объем всасываемого пара, м3/с                                                  0,275

Tк – температура конденсации холодильного агента, °K                                  308,5

T0 – температура кипения холодильного агента, °K                                          274

 

Удельную массовую холодопроизводительность q0, кДж/кг, определяли согласно /2, с. 94/


q0= i1-i4,

q0=1680-580=1100 кДж/кг.

Действительную массу всасываемого пара mд, кг/с, определяли согласно /2, с. 94/

mд=Q0/q0 ,


где Q0- холодопроизводительность холодильной установки, кВт.

mд=2000/1100 = 1,81 кг/с.

Действительную объемную подачу Vд, м3/с, определяли согласно /2, с. 94/


Vд= mд ·v1’,

где  v1’ - удельный объем всасываемого пара, м3/с.

Vд=1,81 · 0,275 =0,49 м3/с.

Индикаторный коэффициент подачи определяли согласно /2, с. 94/


где и - депрессии при всасывании и при нагнетании, МПа;

           с – объем мертвого пространства;

Депрессии при всасывании и при нагнетании принимали согласно /2, с.88/

=
= 0,005÷0,01 МПа

Объем мертвого пространства с принимали согласно /2, с.45/

с=0,05÷0,08

Коэффициент невидимых потерь для крейцкопфных компрессоров λω’ определяли согласно /2, с. 94/


λω’ =T0 к,

      λω’ =274/308,5=0,88.

Коэффициент подачи компрессора λ определяли согласно /2, с. 94/


λ = λi · λω’ ,

λ=0,86 · 0,88 = 0,76.

Теоретическую объемную подачу Vт, м3/с, определяли согласно /2, с. 94/


Vт = Vд / λ,

Vт=0,49 / 0,76 = 0,64 м3/с.

Удельную объемную холодопроизводительность в рабочих условиях qV, кДж/ м3, определяли согласно /2, с. 94/


qV=q0 /V1’,

qV=1100/0,275=4000 кДж/ м3

 

3.1 Построение стандартного цикла в диаграмме i-lgp.

 

Таблица 2 - Параметры точек стандартного цикла холодильной установки.

 

Точки цикла

Температура t, °С

Давление Р, мПа

Энтальпия i, кДж/кг

Удельный 

объём V,м³/кг

Энтропия

S,кДж/кг·К

1

-15

0,24

1660

0,51

8,85

1’

-10

0,24

167,5

0,52

8,92

2

100

1,15

1895

0,15

8,92

3

30

1,15

565

0,00168

4,7

3’

25

1,15

540

0,00166

4,65

4

-15

0,24

540

0,075

4,75


 

Стандартную холодопроизводительность q0ст, кДж/кг, определяли согласно /2, с. 94/


q0ст=i1-i4,

q0ст=1660-540=1120 кДж/кг

Объемную холодопроизводительность в стандартных условиях qVст, кДж/ м3, определяли согласно /2, с. 94/


qVст= q0ст /V1ст

qVст=1120/0,51=2196 кДж/ м3

Стандартную холодопроизводительность определяли согласно /2, с. 94/


Действительную массу всасываемого пара в стандартных условиях mДст, кг/с, определяли согласно /2, с. 94/


mДст=Q0ст/q0ст,

mДст=2000/1120=1,78 кг/с.

Стандартный коэффициент  подачи определяли согласно /2, с. 94/


Стандартный коэффициент невидимых потерь для крейцкопфных компрессоров λωст определяли согласно /2, с. 94/

λωст0к,


λωст=258/303=0,85.

Коэффициент подачи компрессора в  стандартных условиях λст определяли согласно /2, с. 94/


λст= λi ст · λω ст,

λст=0,74·0,85=0,69.

Действительную объемную подачу в  стандартных условиях определяли согласно /2, с. 94/


Теоретическую объемную подачу в стандартных  условиях определяли согласно /2, с. 94/


Адиабатную мощность компрессора Nа, кВт, определяли согласно /2, с. 94/


Nа = mд · (i2-i1),

Nа= 1,78 · (1895 – 1675) = 391,6 кВт.

Индикаторный коэффициент полезного действия ηi определяли согласно /2, с. 94/


ηi= λω’ + b · t0,

где t0 – температура кипения холодильного агента, °С;

      b – эмпирический коэффициент.

Эмпирический коэффициент b для хладоновых машин принимали согласно /2, с. 92/

b=0,002

ηi=0,85+ 0,002 · (-15) = -12,78.

Индикаторную мощность Ni, кВт, определяли согласно /2, с. 94/


Ni = Nа / ηi,

Ni=391,6/-12,78=-30,64 кВт.

 

Мощность трения Nтр, кВт, определяли согласно /2, с. 94/


  Nтр=Vт · Pтр

где - удельное давление.

Удельное давление трения для хладоновых машин принимали согласно /2, с. 91/

кПа

  Nтр=2,33 · 50 =-2,91 кВт

Эффективную мощность Nе, кВт, определяли согласно /2, с. 94/


Nе= Ni + Nтр ,

Nе=-30,64+(-2,91)=-33,55 кВт.

Мощность на валу электродвигателя Nдв, кВт, определяли согласно /2, с. 94/    

Nдв=(1,1÷1,12) · Nе / ηп,


где ηп – КПД передачи.

КПД передачи ηп принимали согласно /2, с.92/

 ηп=0,96
0,99

                        Nдв=1,1 · (-33,55) / 0,96=-35 кВт.         

                  

Эффективную холодопроизводительность е определяли согласно /2, с. 94/


е=Q0 / Nе,

е=4012/-33,55 =-119,6.

Тепловую нагрузку на конденсатор Qк, кВт, определяли согласно /2, с. 94/


Qк= mД ·(i2 – i3),

Qк= 1,78 · (1895-565)=2407,3 кВт.

В ходе расчета подобрал 3 компрессоров марки АО 1200 П2.  Расход воды на охлаждение 8,3 (24,9) м3/ч.

 

 

 

 

Информация о работе Экологические проблемы РК