Абсорбционная холодильная установка с водоохлаждающим устройством

Схема АБХМ.cdw

Схема абсорбционной холодильной
установки с оборотной
системой водоснабжения
Колонна ректификационная
Дроссельное устройство
Градирня вентиляторная
Теплообменник растворов

Конденсатор.cdw

Техническая характеристика
Аппарат предназначен для конденсации паров аммиака
из ректификационной колонны
- межтрубное пространство - 1
- трубное пространство - 1
- межтрубное пространство - 0.734м
- трубное пространство - 0.254м
Поверхность теплообмена - 79.42м
Выход конденсата аммиака
Выход не с конденсируещего газа

АБХМ.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Саратовский государственный технический университет
Кафедра: «Промышленная теплотехника»
«Абсорбционная холодильная установка с водоохлаждающим устройством»
пояснительная записка
по дисциплине: «Технологические энергоносители предприятий»
Пояснительная записка содержит 29 листов 1 диаграмму 2 рисунка 1 таблицу 7 использованных источников.
РЕКТИФИКАЦИОННАЯ КОЛОННА ГЕНЕРАТОР ИСПАРИТЕЛЬ КОНДЕНСАТОР ДЕФЛЕГМАТОР ГРАДИРНЯ АБСОРБЕР
Объектом проектирования является водоаммиачная АБХМ
Цель проекта – выбрать и обосновать схему АБХМ рассчитать процесс получения холода определить тепловые нагрузки аппаратов и расходы энергоносителей произвести выбор основного и вспомогательного оборудования АБХМ расчет и выбор водоохлождающего устройства.
В результате расчета была выбрана схема АБХМ рассчитан процесс получения холода на диаграмме определены тепловые нагрузки аппаратов:
Произведен выбор стандартного оборудования. В расчете ВОУ был произведен конструкторский тепловой расчет вентиляторной градирни по результатам аэродинамического расчета ВГ был выбран вентилятор 1ВГ25.
Задание на курсовое проектирование 2
Выбор и обоснование схемы АХМ 6
Расчет процесса получения холода на диаграмме 7
Определение тепловых нагрузок аппаратов и расходов энергоносителей11
Расчет и выбор основного и вспомогательного оборудования АХМ.13
Расчет и выбор охлаждающего устройства 19
Список использованных источников 29
Первая абсорбционная холодильная машина была создана во Франции в 1859 году и запатентована в 1860 Фердинандом Карре (Ferdinand Carre). В качестве рабочего тела использовалась смесь аммиака и воды. Из-за высокой токсичности аммиака такие холодильные машины в то время не получили широкого распространения для домашнего применения и использовались для промышленного производства льда.
АБХМ бывают прямого и непрямого нагрева одноступенчатые двухступенчатые и трехступенчатые. В машинах прямого нагрева источником тепла может быть газ или другое топливо сжигаемое непосредственно в установке. В машинах непрямого нагрева используется пар или другой теплоноситель посредством которого теплота переносится от источника. В качестве источника может выступать бойлер или например использоваться тепловая энергия являющаяся побочным продуктом технологического процесса. Кроме того существуют комбинированные (гибридные) системы в состав которых входят АБХМ и когенераторные установки на природном газе обеспечивающие выработку тепловой и электрической энергии; использование гибридных установок позволяет оптимизировать нагрузку на систему энергоснабжения и обеспечить экономию энергетических ресурсов.
В аммиачных АБХМ в качестве хладагента используется аммиак NH3 а в качестве абсорбента – вода.
Выбор и обоснование схемы АХМ
Абсорбционная холодильная машина включает следующие основные элементы: генератор абсорбер теплообменник насос дроссельные вентили испаритель конденсатор дефлегматор.
При выпаривании водного раствора аммиака которого температуры кипения компонентов достаточно близки образуются смесь водоаммиачных паров. Увеличение концентрации пара холодильного агента после генератора осуществляется в ректификационной колонне и дефлегматоре.
Концентрированный раствор из абсорбера А (приложение I) насосом Н через теплообменник Т в ректификационную колонну КР и затем в генератор Г. Пар образованный в генераторе благодаря подводу теплоты проходит ректификационную колонну где осуществляется его ректификация крепким раствором а затем флегмой на ректификационных тарелках и поступает в дефлегматор Д. Из дефлегматора Д очищенные пары аммиака проходят в конденсатор К где ожижаются в результате отвода теплоты. Жидкость через дроссельный вентиль направляется в испаритель И где кипит отнимая теплоту от охлаждаемого хладоносителя. Полученный пар направляется в абсорбер А и поглощается раствором который поступает из генератора через теплообменник Т и дроссельное устройство ДУ. Теплота абсорбции отводится охлаждающей средой.
Расчет процесса получения холода на h- диаграмме.
1 Расчетную температуру атмосферного воздуха определяем по среднесуточным параметрам наружного воздуха превышаемые не более 5 дней в году [4] =27 0С 55% для г. Москвы.
При температуре =27 0С и влажности 55% находим по H-d диаграмме температуру наружного воздуха по мокрому термометру 0С:
2 Температура охлаждающей воды на входе в градирню 0С:
где - температура наружного воздуха по мокрому термометру определяемая по H-d диаграмме °C;
t - ширина зоны охлаждения °С;
ОР - коэффициент эффективности оросителя [5].
3 Температура воды на выходе из градирни 0С:
4 Низшая температура конденсации 0С:
По таблице термодинамические свойства аммиака на линии насыщения при °С МПа определяем Pк=1.496 МПа
Давление в генераторе отличается от Pк на величину потерь в трубопроводах. Пренебрегая потерями принимаем МПа:
5 Низшая температура кипения раствора в испарителе 0С:
где =-15 °С (по заданию).
По таблице термодинамические свойства аммиака на линии насыщения при °С МПа определяем Pк=0.19 МПа
6 Температура слабого раствора на выходе из генератора (точка 2) 0С:
где =115 0С – температура греющего источника (по заданию).
При t2=105°C и Pк=1.496 МПа определяем концентрацию и энтальпию по диаграмме.
7 Низшая температура абсорбции определяющая концентрацию крепкого раствора после абсорбера зависит от температуры охлаждающей воды 0С:
8 Температура слабого раствора после теплообменника 0С:
Определяем среднюю концентрацию раствора кгкг:
хср=0.5*(хсл+хкр) (2.8)
хср=0.5*(0.363+0.394)=0.3785 кгкг
По полученным значениям температур и давлений определяем по диаграмме для водоаммиачного раствора соответствующие точкам процесса энтальпии и концентрации.
Рис. 2.1. Схема абсорбционной водоаммиачной холодильной машины.
10 Энтальпия крепкого раствора после теплообменника (т.9):
f(h9-h4) = (f-1)(h2-h3)
Кратность циркуляции:
h9 = (20.39-1)(248.78-(-65.47))20.39-124.39=174.44 кДжкг
Параметры всех узловых точек заносим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Параметры узловых точек цикла АБХМ
Определение тепловых нагрузок аппаратов и расходов энергоносителей.
1 Определим флегмовое число:
2 Определим удельные тепловые потоки генератора дефлегматора конденсатора испарителя абсорбера теплообменника. Расчёт этих величин основан на уравнениях тепловых балансов соответствующих аппаратов.
Уравнение теплового баланса установки:
qо+ qг= qк+ qа+ qR (3.2)
где qо – тепло подведенное в испарителе кДжкг;
qг – тепло затрачиваемое в генераторе кДжкг;
qк – тепло отдаваемое в конденсаторе кДжкг;
qа – тепло отдаваемое в абсорбере кДжкг;
qR – тепло отводимое в дефлегматоре водой кДжкг.
3 Тепло отводимое в дефлегматоре водой:
qR=(0.157+1)1564.71 – 0.157*72.02 – 1387.94=411.16 кДжкг
4 Тепло отдаваемое слабым раствором в теплообменнике кДжкг:
qт=(f – 1)*(h2 – h3) (3.4)
qт=(20.39-1)*(248.78 – (–65.47))=6092.40 кДжкг
5 Тепло отдаваемое в конденсаторе:
qк=1387.94 – 174.15=1213.79 кДжкг
6 Тепло отдаваемое в абсорбере:
qа=1368.30 – (–65.47)*(20.39 – 1) – 20.39*( –124.39)=2635.06 кДжкг
7 Тепло подведённое в испарителе:
q0=1368.30 – 174.15=1194.15 кДжкг
8 Тепло затрачиваемое в генераторе:
qг=1564.71*(0.157+1)+248.78*(20.37-1)-0.157*72.02-20.37*174.15=3065.85 кДжкг
9 Количество хладоагента проходящего в системе конденсатор – испаритель кгс:
где Q0=350 кВт – холодопроизводительность установки (по заданию).
10 Количество раствора поступившего в генератор кгс:
F=20.37*0.293=5.975 кгс
11 Тепло подведённое к испарителю кВт:
Q0=350 кВт (по заданию)
12 Тепло подведенное к генератору кВт:
Qг=3065.85*0.293=898.59 кВт
13Тепло отведенное от конденсатора кВт:
Qк=1213.79*0.293=355.76 кВт
14 Тепло отведенное от абсорбера кВт:
Qа=2635.06*0.293=772.32 кВт
15 Тепло отведенное от дефлегматора кВт:
QR=411.16*0.293=120.51 кВт
16 Холодильный коэффициент абсорбционной холодильной машины:
17 Массовый расход слабого раствора кгс:
mсл=5.975-0.293=5.682 кгс
18 Массовый расход флегмы кгс:
mфл=0.157*0.293=0.046 кгс
19Тепловая нагрузка на водоохлаждающее устройство кВт:
Q=355.76+772.32+120.51=1248.59 кВт
20 Расход охлаждающей воды кгс:
где св=419 кДжкг*К – теплоемкость воды [4].
Расчет и выбор основного и вспомогательного оборудования АХМ
1 Расчёт генератора и абсорбера:
Тепловая нагрузка генератора кВт:
Средняя разность температур между дымовыми газами и раствором 0С:
Зададимся ориентировочно значением коэффициента теплопередачи при конденсации пара к жидкости Втм2 *К:
Кор=3000 Втм2 *К (таблица 4.8 [4])
Ориентировочная поверхность теплообмена м2:
Расход пара на генератор кгс:
где кДжкг– теплота парообразования [14];
Тепловая нагрузка абсорбера кВт:
Средняя разность температур между раствором и охлаждающей водой 0С:
Зададимся ориентировочно коэффициентом теплопередачи между раствором и водой Втм2 *К:
Кор=900 Втм2*К (по таблице 4.8 [4])
Поверхность теплообмена м2:
Выбираем стандартный абсорбционный преобразователь теплоты АВХА-50030 имеющий в составе стандартный абсорбер и генератор.
3 Расчёт дефлегматора
Тепловая нагрузка дефлегматора кВт:
Средняя разность температур 0С:
Зададимся ориентировочным значением коэффициента теплопередачи Втм2 *К: Кор=500 Втм2 *К (таблица 4.8 [4])
Выбираем стандартный теплообменный аппарат (таблица 4.12 [4]):
Поверхность теплообмена FR=4 м2;
Диаметр кожуха D=273 мм;
Диаметр труб d=252 мм;
4 Расчёт теплообменника растворов
Тепловая нагрузка теплообменника растворов кВт:
Qт = (5.9750.293)*(248.78-(-65.47))=1785.65 кВт
Среднелогарифмическая разность температур 0С:
Зададимся ориентировочно коэффициентом теплопередачи Втм2 *К:
Кор=1100 Втм2*К (по таблице 4.8 [4])
Выбираем стандартный кожухотрубный теплообменник (таблица 4.12 [4]):
Поверхность теплообмена FТ=146 м2;
Диаметр кожуха D=800 мм;
Число труб n=465 шт.
Тепловая нагрузка испарителя кВт:
Qи=350 кВт (по заданию)
Выбираем стандартный аммиачный испаритель 63ИТГ:
Поверхность теплообмена F=67 м2;
Диаметр корпуса D=600 мм;
Толщина стенки =10 мм;
Число труб – 216 шт.;
Диаметр трубок 252 мм.
6 Расчет и выбор конденсатора.
Теплота конденсации кДжкг:
Физико-химические свойство конденсата
Температура конденсации 0С
Теплопроводность Вт(м*К)
Динамическая вязкость Пас
Физико-химические свойства охлаждающей воды
Средняя температура воды 0С
Теплоемкость кДж(кг*К)
Тепловая нагрузка аппарата кВт
Расход охлаждающей воды кгс
Среднелогарифмическая разность температур 0С
Ориентировочная площадь теплообмена
Ориентировочное значение числа Рейнольдса
Ориентировочное значение наружного диаметра труб мм
Ориентировочное значение толщины труб мм
Отношение количества труб к числу ходов
Принимаем характеристики аппарата
Диаметр кожуха D=0.6 м
Количество ходов Z=6
Количество труб n=316
Поверхность теплообмена F=79.419 м2
Площадь сечения одного хода по трубкам S=0.011 м2.
Действительное число Рейнольдса
Коэффициент теплоотдачи со стороны воды Вт(м2*К)
Коэффициент теплоотдачи со стороны хладоагента Вт(м2*К)
где - коэффициент учитывающий утолщение пленки конденсата на нижних трубках принимаемый равным 0.6
Теплопроводность стали Вт(м*К)
Термическое сопротивление стенок труб (м2*К)Вт
Термическое сопротивление загрязнений со стороны воды (м2*К)Вт
Термическое сопротивление загрязнений со стороны хладоагента (м2*К)Вт
Суммарное термическое сопротивление (м2*К)Вт
Коэффициент теплопередачи Вт(м2*К)
Требуемая поверхность теплообмена м2
Запас поверхности теплообмена %
Выбираем кожухотрубный горизонтальный конденсатор
Расчет и выбор охлаждающего устройства
1 Конструкторский тепловой расчет градирни
По температуре наружного воздуха и относительной влажности определяем влагосодержание и энтальпию воздуха.
Определяем влагосодержание воздуха кгкг:
где В=99500 Па – барометрическое давление;
Рнас1=3567.89 Па – давление насыщенного водяного пара при температуре наружного воздуха 1=27ºС ;
- относительная влажность воздуха
Энтальпия воздуха Джкг:
Температура воздуха на выходе из градирни (при φ2=100%) ºС:
где=5211.22 Па – упругость пара при температуре воды на входе в вентиляторную градирню t1= 33.61 ºС;
=2917.10 Па – упругость пара при температуре воды на выходе из вентиляторной градирни t2=23.61 ºС;
- парциальное давление водяного пара в воздухе при температуре воздуха 1 Па;
- парциальное давление водяного пара в воздухе при температуре воздуха 2 Па;
- влагосодержание воздуха на выходе из градирни при кгкг.
где - упругость пара при средней температуре охлаждаемой и охлажденной воды Па.
Средняя температура воды ºС:
Определим упругость пара:
Парциальное давление водяного пара в воздухе при температуре 1=27ºС Па:
Задаваясь температурой воздуха на выходе из градирни 2 определяем ее расчетное значение по формуле (5.3).
Рис. 5.1. Определение температуры воздуха на выходе из градирни.
Парциальное давление водяного пара в воздухе при температуре 2=28.45 ºС Па:
где Па - давление насыщенного водяного пара при температуре воздуха 2=28.45 ºС.
Влагосодержание воздуха на выходе из градирни кгкг:
Энтальпия воздуха на выходе из градирни Джкг:
Теоретический (соответствующий полному насыщению на выходе из градирни парами воды) относительный расход воздуха через градирню кгкг:
где =10 ºС - разность между температурой воды на входе и температурой воды на выходе из градирни;
- коэффициент учитывающий долю тепла отведенного от воды за счет частичного испарения.
Определяем коэффициент учитывающий долю тепла отведенного от воды за счет частичного испарения:
Определим теоретический относительный расход воздуха через градирню по формуле (5.10):
Расход охлаждающей воды кгс:
Определим теоретический расход воздуха кгс:
Поверхность тепломассообмена градирни с пленочным оросителем м2:
где – коэффициент массоотдачи отнесенный к разности влагосодержания ;
– средний энтальпийный напор кДжкг.
Средний энтальпийный напор кДжкг:
где - разность энтальпий воздуха на стороне входа воды кДжкг;
- разность энтальпий на стороне выхода воды кДжкг;
- энтальпия насыщенного воздуха парами воды у поверхности жидкости при температуре охлаждаемой воды кДжкг;
- энтальпия насыщенного воздуха парами воды у поверхности жидкости при температуре охлажденной воды кДжкг.
Энтальпия насыщенного воздуха парами воды при температуре t1=33.61 ºС кДжкг:
Энтальпия насыщенного воздуха парами воды при температуре t2=23.61 ºС кДжкг:
Разность энтальпий на стороне входа воды Джкг:
Разность энтальпий на стороне выхода воды Джкг:
где =120.04 кДжкг – энтальпия насыщенная водяными парами при средней температуре воды tср=28.61 ºС.
Определяем средний энтальпийный напор по формуле (5.14):
Коэффициент массоотдачи отнесенный к разности влагосодержания :
где – коэффициент массоотдачи отнесенный к разности парциальных давлений .
Коэффициент массоотдачи отнесенный к разности парциальных давлений определяется из критериального уравнения:
где – эквивалентный диаметр канала м;
– коэффициент диффузии отнесенный к градиенту парциальных давлений ;
Аn – коэффициенты в критериальном уравнении выбираются в зависимости от критерия режима движения.
Абсолютная температура воздуха в градирне К:
Т=0.5*(300.15+301.60)= 300.88 К
Коэффициент диффузии :
Критерий Рейнольдса:
где – скорость воздуха определяемая относительно поверхности движущейся пленки то есть при противотоке мс;
- коэффициент кинематической вязкости при средней температуре воздуха м2с.
Динамический коэффициент вязкости газов при изменении температуры кгм*с:
где кгм*с –динамический коэффициент вязкости при t=0 ºС
С=124 – постоянная Старленда.
Кинематический коэффициент вязкости м2с:
где- плотность воздуха кгм3.
Определяем кинематический коэффициент вязкости по формуле (5.24):
Эквивалентный диаметр м:
где b=002005 м – расстояние между соседними щитами.
Скорость воздуха определяемая относительно поверхности движущейся пленки мс:
где – абсолютная скорость воздуха мс;
=02025 мс – скорость жидкостной пленки.
Абсолютная скорость воздуха мс:
где кгм*с – величина удельной гидравлической нагрузки на 1 погонный метр каждой стороны щитов соответствующая устойчивому поддержанию пленки жидкости на всей поверхности щитов.
Принимаем q=0025 кг(м*с) тогда скорость воздуха:
Определяем скорость воздуха по формуле (5.27):
Определяем критерий Рейнольдса по формуле (5.22):
Для Re=8072.41104 коэффициенты:
A=00008 (таблица 3.1[6]);
n =118 (таблица 3.1 [6])
Критерий Нуссельта в критериальном уравнении (5.19):
Коэффициент массоотдачи отнесенный к разности парциальных давлений :
Определяем коэффициент массоотдачи по формуле (5.18):
Определяем поверхность тепломассообмена по формуле (5.19):
Живое сечение оросителя м2:
Общая высота оросителя (щитов) м:
где - коэффициент учитывающий влияние неравномерности распределения воды и воздуха.
Активная площадь оросителя при щитовой конструкции м2:
где - коэффициент учитывающий площадь занятую под стойками колоннами и другими элементами строительной конструкции;
м – толщина листа оросителя.
2 Аэродинамический расчет градирни
Полное аэродинамическое сопротивление градирни Па:
Ра.с.=Р1+Р2+Р3+Р4+Р5+Р6+Р7+Р8+Р9 (5.33)
где: Р1 – сопротивление входа воздуха в градирню Па;
Р2 – сопротивление воздухораспределителя Па;
Р3 – сопротивление поворота воздуха в ороситель Па;
Р4 – сопротивление внезапного сужения при входе воздуха в ороситель Па;
Р5 – сопротивление оросителя Па;
Р6 – сопротивление внезапного расширения при выходе из оросителя Па;
Р7 – сопротивление водоуловителя Па;
Р8 – сопротивление водораспределителя Па;
Р9 – сопротивление входа воздуха в вентилятор Па.
Величины сопротивлений определяются по формуле Па:
где - коэффициент сопротивления элементов градирни.
Сопротивление входа воздуха в градирню:
где - коэффициент сопротивления входа воздуха в градирню [6].
Коэффициент сопротивления воздухораспределителя:
где - длина воздухораспределителя м;
- плотность орошения кгм2*с.
Коэффициент сопротивления воздухораспределителя определяем по формуле (5.36):
Сопротивление воздухораспределителя:
Сопротивление поворота воздуха в ороситель:
где - коэффициент сопротивления поворота воздуха в ороситель [6].
Сопротивление внезапного сужения при входе воздуха в ороситель:
где - коэффициент сопротивления внезапного сужения при входе воздуха в ороситель [6].
Коэффициент сопротивления оросителя:
где =6.04 1м – коэффициент учитывающий сопротивление сухого оросителя (приложение 4.1 [6]);
=0.238 м*скг – коэффициент учитывающий увеличение сопротивления оросителя при подаче воды (приложение 4.1 [6]).
Сопротивление оросителя:
Сопротивление внезапного расширения при выходе из оросителя:
где - коэффициент сопротивления внезапного расширения при выходе из оросителя [6].
Сопротивление водоуловителя:
где - коэффициент сопротивления водоуловителя (приложение 4.2 [6]).
Сопротивление водораспределителя:
где - коэффициент сопротивления водораспределителя [6].
Сопротивление входа воздуха в вентилятор:
где - коэффициент сопротивления входа воздуха в вентилятор [6].
Определяем полное аэродинамическое сопротивление
Ра.с.= 0.388+0.07+0.352+0.141+13.052+0.106+2.96+0.811+0.211=18.091 Па
Сумма коэффициентов аэродинамических сопротивлений элементов градирни или коэффициент полного аэродинамического сопротивления градирни:
Расход воздуха проходящего через градирню кгс:
Мощность потребляемая вентилятором кВт:
где n – число устанавливаемых вентиляторов шт.;
- коэффициент полезного действия вентилятора с редуктором и приводным электродвигателем.
По приложению выбираем вентилятор типа 1ВГ25:
Потребляемая мощность Nв=10 кВт;
Частота вращения n=380 обмин;
Производительность Vв=40 кгс;
Давление статическое – 137.34 Па;
Электродвигатель – ВАСВ-10-19-16.
На основании задания на курсовое проектирование спроектирована водоаммиачная АБХМ холодопроизводительностью 350 кВт.
Список использованных источников
Павлов К.Ф. Романков П.Г. Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии: Учебное пособие для вузов Под редакцией П.Г. Романкова. – Л.: Химия 1987. – 576с.
Абрамов Н.Н. Водоснабжение: Учебное пособие. – М.: Стройиздат 1967. – 532с.
Лебедев П.Д. Щукин А.А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий. (Курсовое проектирование): Учебное пособие для энергетических вузов и факультетов. – М.: Энергия 1970. – 408с.
Бадылькес И.С. Данилов Р.Л. Абсорбционные холодильные машины. – М.: Пищевая промышленность 1966. – 356с.
Справочник холодильщика Под редакцией Н.С. Комарова. – М.: Машгиз 1962
Симонов В.Ф. Тверской А.К. Долотовская Н.В. Расчет водоохлаждающих устройств: Учебное пособие. – Саратов: СГТУ 1994. – 72с.
Комаров Н.С. Справочник холодильщика: справочное пособие.- Киев: Государственное издательство технической литературы УССР 1958. – 208с.