Выбор и обоснование системы охлаждения и схемы холодильной установки. Выбор системы охлаждения Расчет расходов на стадии производства изделия

Введение

1 Выбор расчетных параметров наружного и внутреннего воздуха

1.1 Расчетные параметры наружного воздуха

1.2 Расчетные параметры внутреннего воздуха

2 Составление тепловых и влажностных балансов помещения

2.1 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

2.1.3 Расчет теплопоступлений через наружные световые проемы

и покрытия за счет солнечной радиации

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы за счет

разности температур наружного и внутреннего воздуха

2.2 Расчет влаговыделений

2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении

3 Расчет системы кондиционирования воздуха

3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и

рабочей разности температур

3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха

3.4 Определение количества наружного воздуха

3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха

на Jd-диаграмме

3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для

теплого периода года

3.5.2Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для

холодного периода года

3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах

кондиционирования воздуха

3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка

3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера

3.8.1 Расчет камеры орошения

3.8.2 Расчет воздухонагревателей

3.8.3 Подбор воздушных фильтров

3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования

3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха

3.10 Подбор насоса для камеры орошения

3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения

4 УНИРС – Расчет СКВ на ЭВМ

Приложение А - Jd-диаграмма. Теплый период года

Приложение Б -Jd-диаграмма. Холодный период года

Приложение Г – Схема холодоснабжения

Приложение Д – Спецификация

Приложение Е – План на отметке – 2.000

ВВЕДЕНИЕ

Кондиционирование воздуха – это автоматизированное поддержание в закрытых помещениях всех или отдельных параметров воздуха (температура, относительная влажность, чистота и скорость движения воздуха) с целью обеспечения оптимальных условий наиболее благоприятных для самочувствия людей, ведения технологического процесса, обеспечение сохранности ценностей культуры.

Кондиционирование подразделяется на три класса:

1. Для обеспечения метеорологических условий, требуемых для технологического процесса при допускаемых отклонениях за пределами расчетных параметров наружного воздуха. В среднем 100 часов в год при круглосуточной работе или 70 часов в год при односменной работе в дневное время.

2. Для обеспечения оптимальных, санитарных или технологических норм при допускаемых отклонениях в среднем 250 часов в год при круглосуточной работе или 125 часов в год при односменной работе в дневное время.

3. Для обеспечения допустимых параметров, если они не могут быть обеспечены вентиляцией, в среднем 450 часов в год при круглосуточной работе или 315 часов в год при односменной работе в дневное время.

Нормативными документами установлены оптимальные и допустимые параметры воздуха.

Оптимальные параметры воздуха обеспечивают сохранение нормативного и функционального теплового состояния организма, ощущение теплового комфорта и предпосылки для высокого уровня работоспособности.

Допустимые параметры воздуха – это такое их сочетание, при котором не возникает повреждений или нарушения состояния здоровья, но может наблюдаться дискомфортные теплоощущения, ухудшение самочувствия и понижение работоспособности.

Допустимые условия, как правило, применяют в зданиях, оборудованных только системой вентиляции.

Оптимальные условия обеспечивают регулируемые системы кондиционирования (СКВ). Таким образом СКВ применяют для создания и поддержания оптимальных условий и чистоты воздуха в помещениях круглогодично.

Целью выполнения данной курсовой работы является закрепление теоретических знаний и приобретение практических навыков расчета, а также проектирование систем кондиционирования воздуха (СКВ).

В данной курсовой работе кондиционируемое помещение – это зрительный зал городского клуба на 500 мест в городе Одесса. Высота этого помещения – 6,3 м, площадь пола –289 м 2 , площадь чердачного покрытия –289 м 2 , объем помещения – 1820,7 м 3 .

1 ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАРУЖНОГО И ВНУТРЕННЕГО ВОЗДУХА

Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры наружного воздуха выбирают в зависимости от географического расположения объекта.

Таблица 1 – Расчетные параметры наружного воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха.

Расчетные параметры внутреннего воздуха выбирают в зависимости от назначения помещения и времени года.

Таблица 2 – Расчетные параметры внутреннего воздуха.

2 СОСТАВЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ И ВЛАЖНОСТНЫХ БАЛАНСОВ ПОМЕЩЕНИЯ

Целью составления тепловых и влажностных балансов помещения является определение тепло- и влагоизбытков в помещении, а также углового коэффициента луча процесса, который используют при графоаналитическом методе расчета СКВ.

Балансы тепла и влаги составляют отдельно для теплого и холодного периодов года.

Источниками тепловыделений в помещении могут быть люди, искусственное освещение, солнечная радиация, пища, оборудование, а также теплопоступления через внутренние и внешние ограждения или через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха.

2.1 Расчет теплопоступлений

2.1.1 Расчет теплопоступлений от людей

Тепловыделения в помещении от людей Q пол, Вт, определяют по формуле

Q пол = q пол ·n,(1)

где q пол – количество полного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Q яв = q яв ·n,(2)

где q яв – количество явного тепла, выделяемого одним человеком, Вт;

n – число людей, чел.

Для холодного периода

Q пол = 120·285 = 34200 Вт

Q яв = 90·285 =25650 Вт

Для теплого периода

Q пол = 80·285 =22800 Вт

Q яв = 78·285 = 22230 Вт

2.1.2 Расчет теплопоступлений от искусственного освещения

Теплопоступления от искусственного освещения Q осв, Вт, определяют по формуле

Q осв = q осв ·Е·F,(3)

где Е – освещенность, лк;

F – площадь пола помещения, м 2 ;

q осв – удельные тепловыделения, Вт/(м 2 ·лк).

Q осв = 0,067·400·289 = 7745,2 Вт

2.1.3 Расчет теплопоступлений за счет солнечной радиации

Солнечная радиация Q р = 9400 Вт.

2.1.4 Расчет теплопоступлений через внешние ограждения

Теплопоступления через внешние ограждения, Вт, определяют по формуле

Q огр = k ст ·F ст (t н – t в) + k пок ·F пок (t н – t в), (4)

где k i – коэффициент теплопередачи через ограждения, Вт/(м 2 ·К);

F i – площадь поверхности ограждения, м 2 ;

t н, t в – температура наружного и внутреннего воздуха соответственно, °С.

Q огр = 0,26·289(26,6-22) = 345,6 Вт

2.1.5 Расчет теплопоступлений через остекленные проемы

Расчет теплопоступлений в помещение через остекленные проемы за счет разности температур наружного и внутреннего воздуха определяют по формуле

Q о.п. = [(t н – t в)/R o ]F общ,(5)

где R o – термическое сопротивление остекленных проемов, (м 2 ·К)/Вт, которое определяется по формуле

R o = 1/k окна (6)

F общ – общая площадь остекленных проемов, м 2 .

Q о.п = 0 Вт, так как нет остекленных проемов.

Таблица 3 – Тепловой баланс помещения в различные периоды года

2.2 Расчет влаговыделений

Поступление влаги в помещение происходит от испарений с поверхности кожи людей и от их дыхания, со свободной поверхности жидкости, с влажных поверхностей материалов и изделий, а также в результате сушки материалов, химических реакций, работы технологического оборудования.

Влаговыделения от людей W л, кг/ч, в зависимости от их состояния (покой, вид выполняемой ими работы) и температуры окружающего воздуха определяют по формуле

W л = w л ·n·10 -3 , (7)

где w л – влаговыделение одним человеком, г/ч;

n – число людей, чел.

W л хол = 40·285·10 -3 = 11,4 кг/ч

W л тепл = 44·285·10 -3 = 12,54 кг/ч

2.3 Определение углового коэффициента луча процесса в помещении

На основании расчета тепловлажностных балансов определяют угловой коэффициент луча процесса в помещении для теплого ε т и холодного ε х периодов года, кДж/кг

ε т = (ΣQ т ·3,6)/W т,(8)

ε х = (ΣQ х ·3,6)/W х.(9)

Численные величины ε т и ε х характеризуют тангенс угла наклона луча процесса в помещении.

ε т = (40290,8·3,6)/12,54 = 11567

ε х = (41945,2·3,6)/11,4 = 13246

3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

3.1 Выбор и обоснование типа систем кондиционирования воздуха

Выбор и обоснование типа СКВ осуществляют на основе анализа условий функционирования кондиционируемого объекта, указанных в задании на проектирование.

Исходя из количества помещений, предусматривают одно- или многозональные системы кондиционирования воздуха, а затем производят оценку возможности их применения с рециркуляцией отработавшего воздуха, которая позволяет уменьшить расход тепла и холода.

СКВ с первой и второй рециркуляцией обычно используют для помещений, не требующих высокой точности регулирования температуры и относительной влажности.

Принятие окончательного решения по выбору принципиальной схемы обработки воздуха производят после определения производительности СКВ и расхода наружного воздуха.

3.2 Выбор схем воздухораспределения. Определение допустимой и рабочей разности температур.

По гигиеническим показателям и равномерности распределения параметров в рабочей зоне для большинства кондиционируемых помещений наиболее приемлемой является подача приточного воздуха с наклоном в рабочую зону на уровне 4…6 м и с удалением общеобменной вытяжки в верхней зоны.

1. Определяем допустимый перепад температур

Δt доп = 2°С.

2. Определяем температуру приточного воздуха

t п = t в - Δt доп (10)

t п теп = 22 – 2 = 20°С,

t п хол = 20 – 2 = 18 °С.

3. Определяем температуру уходящего воздуха

t у = t в + grad t(H – h),(11)

где gradt – градиент температуры по высоте помещения выше рабочей зоны, °С;

H – высота помещения, м;

h – высота рабочей зоны, м.

Градиент температуры по высоте помещения определяют в зависимости от удельных избытков явного тепла в помещении q я, Вт

q я = ΣQ/V пом = (ΣQ п -Q п + Q я)/ V пом (12)

q я тепл = (40290,8 – 22800 + 22230)/1820,7 = 21,8 Вт

q я хол = (41945,2 – 34200 + 25650)/ 1820,7 = 18,3 Вт

t у тепл = 22 + 1,2(6,3 – 1,5) = 27,76°С;

t у хол = 20 + 0,3(6,3 – 1,5) = 21,44°С.

4. Определяем рабочую разность температур

Δt р = t у - t п (13)

Δt р тепл = 27,76 – 20 = 7,76°С;

Δt р хол = 21,44 – 18 = 3,44°С.

3.3 Определение производительности систем кондиционирования воздуха

Для систем кондиционирования воздуха различают полную производительность G, учитывающую потерю воздуха на утечку в сетях приточных воздуховодов, кг/ч, и полезную производительность G п, используемую в кондиционируемых помещениях, кг/ч.

Полезную производительность СКВ определяем по формуле

G п = ΣQ т /[(J у – J п)·0,278],(14)

где ΣQ т – суммарные теплоизбытки в помещении в теплый период года, Вт;

J у, J п – удельная энтальпия уходящего и приточного воздуха в теплый период года, кДж/кг.

G п = 40290,8/[(51 – 40))·0,278] = 13176кг/ч.

Полную производительность вычисляем по формуле

G = К п ·G п,(15)

где К п – коэффициент, учитывающий величину потерь в воздуховодах.

G = 1,1·13176= 14493,6 кг/ч.

Объемную производительность систем кондиционирования воздуха L, м 3 /ч, находим по формуле

где ρ – плотность приточного воздуха, кг/м 3

ρ = 353/(273+t п)(17)

ρ = 353/(273+20) = 1,2кг/м 3 ;

L = 14493,6 /1,2 = 12078 м 3 /ч.

3.4 Определение количества наружного воздуха

Количество наружного воздуха, используемого в СКВ, влияет на затраты тепла и холода при тепловлажностной обработке, а также на расход электроэнергии на очистку от пыли. В связи с этим всегда следует стремиться к возможному уменьшению его количества.

Минимально допустимое количество наружного воздуха в системах кондиционирования воздуха определяют, исходя из требований:

Обеспечения требуемой санитарной нормы подачи воздуха на одного человека, м 3 /ч

L н ΄ = l·n,(18)

где l – нормируемый расход наружного воздуха, подаваемого на одного человека, м 3 /ч;

n – число людей в помещении, чел.

L н ΄ = 25·285 = 7125 м 3 /ч;

Компенсации местной вытяжки и создания в помещении избыточного давления

L н ΄΄ = L мо + V пом ·К΄΄ , (19)

где L мо – объем местной вытяжки, м 3 /ч;

V пом – объем помещения, м 3;

К΄΄-кратность воздухообмена.

L н ΄΄ = 0 + 1820,7·2 = 3641,4 м 3 /ч.

Выбираем большее значение из L н ΄ и L н ΄΄ и принимаем для дальнейших расчетов L н ΄ = 7125 м 3 /ч.

Определяем расход наружного воздуха по формуле

G н = L н ·ρ н, (20)

гдеρ н – плотность наружного воздуха, кг/м 3 .

G н =7125·1,18 = 8407,5 кг/ч.

Проверяем СКВ на рециркуляцию:

14493,6 кг/ч >8407,5кг/ч, условие выполняется.

2. J у < J н

51кДж/кг < 60 кДж/кг, условие выполняется.

3. В воздухе не должны содержаться токсичные вещества.

Примечание: все условия выполняются, поэтому применяем схему СКВ с рециркуляцией.

Принятый расход наружного L н должен составлять не менее 10% от общего количества приточного воздуха, то есть должно выполняться условие

8407,5кг/ч ≥ 0,1· 14493,6

8407,5кг/ч ≥ 1449,36 кг/ч, условие выполняется.

3.5 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха на J - d диаграмме

3.5.1 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для теплого периода года

Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для теплого периода года приведена в приложении А.

Рассмотрим порядок построения схемы СКВ с первой рециркуляцией.

а) нахождение на J-d диаграмме положения точек Н и В, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в таблицах 1 и 2;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициентаε т;

в) определение положения других точек:

Т. П (то есть состояние приточного воздуха), которая лежит на пересечении изотермы t п с лучом процесса;

Т. П΄ (то есть состояние приточного воздуха на выходе из второго воздухонагревателя ВН2), для чего от т. П вертикально вниз откладывают отрезок в 1°С (отрезок ПП΄ характеризует нагрев приточного воздуха в воздуховодах и вентиляторе);

Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), для чего от т. П΄ вниз по линии d = const проводят линию до пересечения с отрезком φ = 90% (отрезок ОП΄ характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2);

Т. У (то есть состояние воздуха, уходящего из помещения), лежащей на пересечении изотермы t у с лучом процесса (отрезок ПВУ характеризует ассимиляцию тепла и влаги воздухом в помещении);

Т. У΄ (то есть состояние рециркуляционного воздуха перед его смешиванием с наружным воздухом), для чего от т. У по линииd = const

откладывают вверх отрезок в 0,5 °С (отрезок УУ΄ характеризует нагрев уходящего воздуха в вентиляторе);

Т. С (то есть состояние воздуха после смешивания рециркуляционного воздуха с наружным воздухом).

Точки У΄ и Н соединяют прямой. Отрезок У΄Н характеризует процесс смешивания рециркуляционного и наружного воздуха. Точка С находится на прямой У΄Н (на пересечении с J с).

Удельную энтальпию J с, кДж/кг, точки С вычисляем по формуле

J с = (G н · J н + G 1р · J у΄)/ G, (21)

гдеJ н – удельная энтальпия наружного воздуха, кДж/кг;

J с – удельная энтальпия воздуха, образовавшегося после смешения наружного и рециркуляционного, кДж/кг;

G 1р – расход воздуха первой рециркуляции, кг/ч

G 1р =G - G н (22)

G 1р =14493,6– 8407,5= 6086,1 кг/ч

J с = (8407,5 ·60+6086,1 ·51)/ 14493,6= 56,4 кДж/кг

Точки С и О соединяют прямой. Получившийся отрезок СО характеризует политропический процесс тепловлажностной обработки воздуха в оросительной камере. На этом построение процесса СКВ заканчивают. Параметры базовых точек заносим по форме в таблицу 4.

3.5.2 Построение схемы процессов кондиционирования воздуха для холодного периода года

Схема процессов кондиционирования воздуха наJ-d диаграмме для холодного периода года приведена в приложении Б.

Рассмотрим порядок построения схемы с первой рециркуляцией воздуха наJ-d диаграмме.

а) нахождениенаJ-d диаграмме положения базовых точек В и Н, характеризующих состояние наружного и внутреннего воздуха, по параметрам, которые приведены в табл. 1, 2;

б) проведение через т. В луча процесса с учетом величины углового коэффициента ε х;

в) определение положения точек П, У, О:

Т. У, расположенной на пересечении изотермы t у (для холодного периода) с лучом процесса;

Т. П, расположенной на пересечении изоэнтальпы J п с лучом процесса; численное значение удельной энтальпии J п приточного воздуха для холодного периода года вычисляют предварительно из уравнения

J п = J у – [ΣQ х /(0,278·G)],(23)

гдеJ у – удельная энтальпия воздуха, уходящего из помещения в холодный период года, кДж/кг;

Q х – суммарные полные теплоизбытки в помещении в холодный период года, Вт;

G – производительность СКВ в теплый период года, кг/ч.

J п = 47 - = 38,6 кДж/кг

Отрезок ПВУ характеризует изменение параметров воздуха в помещении.

Т. О (то есть состояние воздуха на выходе из оросительной камеры), расположенной на пересечении линии d п с линией φ = 90%; отрезок ОП характеризует нагрев воздуха во втором воздухонагревателе ВН2;

Т. С (то есть состояние воздуха после смешения наружного воздуха, прошедшего нагрев в первом воздухонагревателе ВН1, с уходящим из помещения воздухом), расположенной на пересечении изоэнтальпы J о с линией d с; численное значение вычисляют по формуле

d с = (G н · d н + G 1р · d у)/ G (24)

d с = (8407,5· 0,8 + 6086,1 · 10)/ 14493,6= 4,7 г/кг.

Т. К, характеризующей состояние воздуха на выходе из первого воздухонагревателя ВН1 и находящейся на пересечении d н (влагосодержание наружного воздуха) с продолжениемпрямой УС.

Параметры воздуха для базовых точек заносим по форме в таблицу 5.

Таблица 5 – Параметры воздуха в базовых точках в холодный период года

		Параметры воздуха
		температура t,	Удельная энтальпия J, кДж/кг	Влагосодержание d, г/кг	Относительная влажность φ, %
П		13,8	38,6	9,2	85
В		20	45	9,8	68
У		21,44	47	10	62
О		14,2	37	9,2	90
С		25	37	4,8	25
Н		-18	-16,3	0,8
К	28		30	0,8	4

3.6 Определение потребности теплоты и холода в системах кондиционирования воздуха

В теплый период года расход теплоты во втором воздухонагревателе, Вт

Q т ВН2 = G(J п΄ - J о)·0,278, (25)

где J п΄ - удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель, кДж/кг.

Q т ВН2 = 14493,6 (38 – 32,2)·0,278 = 23369,5 Вт

Расход холода для осуществления процесса охлаждения и осушки, Вт, определяем по формуле

Q охл = G(J с - J о)·0,278,(26)

где J с -удельная энтальпия воздуха на входе в оросительную камеру, кДж/кг;

J о - удельная энтальпия воздуха на выходе из оросительной камеры, кДж/кг.

Q охл = 14493,6 (56,7 – 32,2)·0,278 = 47216 Вт

Количество сконденсировавшейся на воздухе влаги, кг/ч

W К = G(d с - d о)·10 -3 ,(27)

гдеd с – влагосодержание воздуха на входе в оросительную камеру, г/кг;

d о - влагосодержание воздуха на выходе из оросительной камеры, г/кг.

W К = 14493,6 (11,5 – 8)·10 -3 = 50,7 кг/ч

В холодный период года расход теплоты в первом воздухонагревателе, Вт

Q х ВН1 = G(J к - J н)·0,278,

гдеJ к – удельная энтальпия воздуха на выходе из первого воздухонагревателя, кДж/кг;

J н - удельная энтальпия воздуха на входе в первый воздухонагреватель, кДж/кг.

Q х ВН1 = 14493,6 (30- (-16,3))·0,278=18655,3 Вт

Расход теплоты в холодный период года во втором воздухонагревателе, Вт

Q х ВН2 = G(J п - J о)·0,278,(28)

гдеJ п – удельная энтальпия воздуха на выходе из второго воздухонагревателя в холодный период года, кДж/кг;

J о -удельная энтальпия воздуха на входе во второй воздухонагреватель в холодный период года, кДж/кг.

Q х ВН2 = 14493,6 (38,6 – 37)·0,278 = 6447 Вт

Расход воды на увлажнение воздуха в оросительной камере (на подпитку оросительной камеры), кг/ч

W П = G(d о – d с)·10 -3 (29)

W П = 14493,6 (9,2 – 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч.

3.7 Выбор марки кондиционера и его компоновка

Кондиционеры марки КТЦЗ могут работать в двух режимах производительности по воздуху:

В режиме номинальной производительности

В режиме максимальной производительности

Кондиционеры марки КТЦЗ изготавливают только по базовым схемам компоновки оборудования или с их модификациями, образующимися путем доукомплектования необходимым оборудованием, замены одного оборудования другим или исключения отдельных видов оборудования.

Индекс кондиционера марки КТЦЗ определяют с учетом полной объемной производительности.

L·1,25 = 12078·1,25 = 15097,5 м 3 /ч

Выбираем кондиционер марки КТЦЗ – 20.

3.8 Расчеты и подбор элементов кондиционера

3.8.1 Расчет камеры орошения

Расчет ОКФЗ производим по методике ВНИИКондиционер.

а) теплый период

Определяем объемную производительность СКВ

L =12078м 3 /ч

исполнение 1, общее число форсунок n ф = 18 шт.

Определяем коэффициент адиабатной эффективности процесса с учетом характеристик луча процесса камеры по формуле

Е а = (J 1 – J 2)/(J 1 – J пр),(30)

где J 1 , J 2 – энтальпия воздуха на входе, на выходе из камеры, соответственно,

J пр -энтальпия предельного состояния воздуханаJ-d диаграмме,

Е а = (56,7 – 32,2)/(56,7 – 21) = 0,686

Определяем относительный перепад температур воздуха

Θ = 0,33·с w ·μ·(1/ Е п – 1/ Е а) (31)

Θ = 0,33·4,19·1,22·(1/ 0,42 – 1/ 0,686) = 1,586

Вычисляем начальную температуру воды в камере

t w 1 = t в пр -Θ(J 1 – J 2)/ с w ·μ, (32)

где t в пр – предельная температура воздуха, °С.

t w 1 = 6,5-1,586(56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =3,32 °С

Рассчитываем конечную температуру воды (на выходе из камеры) по формуле

t w 2 = t w 1 + (J 1 – J 2)/ с w ·μ(33)

t w 2 = 1,32 + (56,7 – 32,2)/ 4,19·1,22 =9,11 °С

Определяем расход разбрызгиваемой воды

G w = μ·G(34)

G w = 1,22·14493,6 = 17682,2 кг/ч (~17,7 м 3 /ч)

Вычисляем расход воды через форсунку (производительность форсунки)

g ф = G w /n ф (35)

g ф = 17682,2 /42 = 421 кг/ч

Необходимое давление воды перед форсункой определяем по формуле

ΔР ф = (g ф /93,4) 1/0,49 (36)

ΔР ф = (421/93,4) 1/0,49 = 21,6 кПа

Устойчивая работа форсунок соответствует 20 кПа ≤ ΔР ф ≤ 300кПа. Условие выполняется.

Расход холодной воды от холодильной станции определяют по формуле

G w х = Q хол / с w (t w 1 - t w 2)(37)

G w х = 47216/ 4,19(9,11 – 3,32) = 4935,8 кг/ч (~4,9м 3 /ч).

б) холодный период

В этот период года ОКФЗ работает в режиме адиабатического увлажнения воздуха.

Определяем коэффициент эффективности теплообмена по формуле

Е а = (t 1 – t 2)/(t 1 – t м1)(38)

Е а = (25 – 14,2)/(25 –13,1) = 0,908

Коэффициент орошения определяем из графической зависимости Е а =f(μ).

Также графическим путем по значению μ находим численное значение коэф-

фициента приведенной энтальпийной эффективности Е п.

Вычисляем расход разбрызгиваемой воды по формуле (34)

G w = 1,85·14493,6 = 26813,2 кг/ч (~26,8 м 3 /ч)

Определяем производительность форсунки по формуле (35)

g ф = 26813,2 /42 = 638 кг/ч

Определяем требуемое давление воды перед форсунками по формуле (36)

ΔР ф = (638/93,4) 1/0,49 = 50,4 кПа

Вычисляем расход испаряющейся воды в камере по формуле

G w исп = G(d o – d с)·10 -3 (39)

G w исп = 14493,6 (9,2– 4,8)·10 -3 = 63,8 кг/ч

Как видно из расчета, наибольший расход воды (26,8 м 3 /ч) и наибольшее давление воды перед форсунками (50,4 кПа) соответствуют холодному периоду года. Эти параметры принимаются за расчетные при подборе насоса.

3.8.2 Расчет воздухонагревателей

Расчет воздухонагревателей осуществляют на два периода года: вначале производят расчет на холодный период, затем – на теплый период года.

Также раздельно производят расчет воздухонагревателей первого и второго подогрева.

Целью расчета воздухонагревателей является определение требуемой и располагаемойповерхностей теплопередачи и режима их работы.

При поверочном расчете задаются типом и числом базовых воздухонагревателей, исходя из марки центрального кондиционера, то есть вначале принимают стандартную компоновку, а расчетом ее уточняют.

Холодный период

При расчете вычисляют:

Теплоту, необходимую для нагрева воздуха, Вт

Q воз = 18655,3Вт;

Расход горячей воды, кг/ч:

G w = 3,6Q воз /4,19(t w н – t w к) = 0,859Q воз /(t w н – t w к) (40)

G w =0,859·18655,3/(150 – 70) = 200,3 кг/ч;

В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м 2 ·с):

ρv = G воз /3600·f воз,(41)

гдеf воз – площадь живого сечения для прохода воздуха в воздухонагревателе, м 2

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с

w = G w /(ρ w ·f w ·3600), (42)

где ρ w – плотность воды при ее средней температуре, кг/м 3 ;

f w – площадь сечения для прохода воды, м 2 .

w = 200,3/(1000·0,00148·3600) = 0,038 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К)

К = а(ρv) q w r ,(43)

где а, q, r – коэффициенты

Среднюю разность температур между теплоносителями:

Δt ср = (t w н + t w к)/2 – (t н + t к)/2 (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (-18 +28)/2 = 35°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2

F тр = Q воз /(К· Δt ср) (45)

F тр = 18655,3/(27,8· 35) = 19,2 м 2

[(F р - F тр)/ F тр ]·100≤15%(46)

[(36,8 – 19,2)/ 19,2]·100 = 92%

Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН1 с запасом.

а) холодный период

Q воз = 6447 Вт;

Расход горячей воды, кг/ч, по формуле (40)

G w =0,859·6447/(150 – 70) = 69,2 кг/ч;

В зависимости от марки кондиционера выбирают число и тип базовых теплообменников, для которых вычисляют массовую скорость движения воздуха в живом сечении воздухонагревателя, кг/(м 2 ·с), по формуле (41) ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);

Скорость движения горячей воды по трубам теплообменника, м/с, по формуле (42)

w = 69,2 /(1000·0,00148·3600) = 0,013 м/с.

Принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К), по формуле (43)

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,8 Вт/(м 2 ·К);

Среднюю разность температур между теплоносителями, по формуле (44)

Δt ср = (150 + 70)/2 – (13,8 +14,2)/2 = 26°С

Требуемую площадь теплообмена, м 2 , по формуле (45)

F тр = 6447/(27,8· 26) = 8,9 м 2

Проверяем условие по формуле (46)

[(36,8 – 8,9)/ 8,9]·100 =313%

б) теплый период

По выше предложенным формулам (40)-(46) делаем перерасчет для теплого периода

Q воз = 23369,5 Вт;

G w =0,859·23369,5 /(70 – 30) = 501,8 кг/ч

ρv = 14493,6 /3600·2,070 = 1,94 кг/(м 2 ·с);

w = 501,8 /(1000·0,00148·3600) = 0,094 м/с.

Для дальнейших расчетов принимаем скорость, равную 0,1 м/с.

К = 28(1,94) 0,448 0,1 0,129 = 27,88 Вт/(м 2 ·К);

Δt ср = (30 + 70)/2 – (12 +19)/2 = 34,5 °С

F тр = 23369,5 /(27,88 · 34,5) = 24,3 м 2

При этом необходимо выполнять следующее условие: между располагаемой поверхностьюF р (предварительно выбранным воздухонагревателем) и требуемой поверхностью F тр запас поверхности теплообмена не должен превышать 15%

[(36,8 – 24,3)/ 24,3]·100 = 51%

Условие не выполняется, принимаем воздухонагреватель ВН2 с запасом.

3.8.3 Подбор воздушных фильтров

Для очистки воздуха от пыли в СКВ включают фильтры, конструктивное решение которых определяется характером этой пыли и требуемой чистотой воздуха.

Выбор воздушного фильтра осуществляют согласно [ 2, кн.2].

Исходя из имеющихся данных выбираем фильтр ФР1-3.

3.8.4 Расчет аэродинамического сопротивления систем кондиционирования воздуха

Полное аэродинамическое сопротивление СКВ находят по формуле

Р с = ΔР пк +ΔР ф +ΔР в1 +ΔР ок + ΔР в2 + ΔР пр +ΔР в.в. , (47)

гдеΔР пк – сопротивление приемного блока, Па

ΔР пк = Δh пк ·(L/L к) 1,95 (48)

(здесь L – расчетная объемная производительность СКВ, м 3 /ч;

L к – объемная производительность кондиционера, м 3 /ч;

Δh пк – сопротивление блока при номинальной производительности кондиционера (Δh пк = 24 Па), Па);

ΔР пк = 24·(12078/20000) 1,95 = 8,98 Па;

ΔР ф – аэродинамическое сопротивление фильтра (при максимальной запыленности фильтра ΔР ф = 300 Па), Па;

ΔР в1 – аэродинамическое сопротивление первого воздухонагревателя, Па;

ΔР в1 = 6,82 (ρv) 1,97 ·R

ΔР в1 = 6,82 (1,94) 1,97 ·0,99 = 24,9 Вт.

ΔР в2 – аэродинамическое сопротивление второго воздухонагревателя, Па

ΔР в2 = 10,64·(υρ) 1,15 ·R,(49)

(здесь R – коэффициент, зависящий от среднеарифметической температуры воздуха в воздухонагревателе);

ΔР в2 = 10,64·(1,94) 1,15 ·1,01 = 23,03 Па;

ΔР ок – аэродинамическое сопротивление оросительной камеры, Па

ΔР ок = 35·υ ок 2 ,(50)

(здесь υ ок – скорость воздуха в оросительной камере, м/с);

ΔР ок = 35·2,5 2 = 218,75 Па;

ΔР пр – аэродинамическое сопротивление присоединительной секции, Па

ΔР пр = Δh пр (L/L к) 2 , (51)

(здесьΔh пр – сопротивление секции при номинальной производительности (Δh пр = 50 Па), Па);

ΔР пр = 50(12078/20000) 2 = 18,2 Па;

ΔР в.в – аэродинамическое сопротивление в воздуховодах и воздухораспределителях (ΔР в.в = 200 Па), Па.

Р с = 8,98 + 300 +24,9+218,75+ 23,03 + 18,2 +200 = 793,86 Па.

3.9 Подбор вентилятора системы кондиционирования воздуха

Исходными данными для подбора вентилятора являются:

Производительность вентилятора L, м 3 /ч;

Условное давление, развиваемое вентилятором Р у, Па, и уточняемое по формуле

Р у = Р с [(273+t п)/293]·Р н /Р б, (52)

где t п – температура приточного воздуха в теплый период года, °С;

Р н – давление воздуха в нормальных условиях (Р н = 101320 Па), Па;

Р б – барометрическое давление в месте установки вентилятора, Па.

Р у = 793,86 [(273+20)/293]·101230/101000 = 796 Па.

Исходя из полученных данных подбираем вентилятор В.Ц4-75 исполнение Е8.095-1.

n в = 950 об/мин

N у = 4 кВт

3.10 Подбор насоса для камеры орошения

Подбор насоса осуществляют с учетом расхода жидкости и требуемого

ора. Расход жидкости должен соответствовать максимальному объемному

расходу циркулирующей воды в оросительной камере, м 3 /ч

L w = G w max /ρ,(53)

гдеG w max – массовый максимальный расход воды в ОКФ, кг/ч;

ρ – плотность воды, поступающей в ОКФ, кг/м 3 .

L w = 26813,2 /1000 = 26,8 м 3 /ч

Требуемый напор насоса Н тр, м вод. ст., определяют по формуле

Н тр = 0,1Р ф + ΔН, (54)

где Р ф – давление воды перед форсунками, кПа;

ΔН – потери напора в трубопроводах с учетом высоты подъема к коллектору (для оросительных камер ΔН = 8 м вод. ст.), м вод. ст..

Н тр = 0,1·50,4 + 8 = 13,04 м вод. ст.

По полученным данным подбираем насос и электродвигатель к нему.

Параметры подобранного насоса:

Наименование: КК45/30А;

Расход жидкости 35 м 3 /ч;

Полный напор 22,5 м вод. ст.;

Параметры подобранного электродвигателя:

Тип А02-42-2;

Масса 57,6 кг;

Мощность 3,1 кВт.

3.11 Расчет и подбор основного оборудования системы холодоснабжения

Целью расчета основного оборудования системы холодоснабжения является:

Вычисление требуемой холодопроизводительности и выбор типа холодильной машины;

Нахождение режимных параметров работы холодильной машины и проведение на их основе поверочного расчета основных элементов холодильной установки-испарителя и конденсатора.

Расчет осуществляется в следующей последовательности:

а) находим требуемую холодопроизводительность холодильной машины, Вт

Q х = 1,15·Q охл,(55)

гдеQ охл – расход холода, Вт.

Q х = 1,15·47216= 59623,4 Вт

б) с учетом величины Q х выбираем тип холодильной машины МКТ40-2-1.

в) определяем режим работы холодильной машины, для чего вычисляем:

Температуру испарения холодильного агента, °С

t и = (t w к +t х)/2 – (4…6), (56)

где t w к – температура жидкости, выходящей из оросительной камеры и поступающей в испаритель, °С;

t х – температура жидкости, выходящей из испарителя и поступающей в оросительную камеру, °С.

Температуру конденсации холодильного агента, °С

t к = t w к2 +Δt,(57)

где t w к2 – температура воды, выходящей из конденсатора, °С

t w к2 =t w к1 +Δt (58)

(здесь t w к1 – температура воды, поступающей в конденсатор, °С (Δt = 4…5°С); при этомt к не должна превышать +36°С.)

t w к1 = t мн + (3…4),(59)

где t мн – температура наружного воздуха по мокрому термометру в теплый период года, °С.

t и = (3,32+9,11)/2 – 4 = 2,215°С

t мн = 10,5°С

t w к1 = 10,5 + 4 = 10,9°С

t w к2 =10,9 + 5 = 15,9°С

t к = 15,9 + 5 = 20,9 °С

Температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, °С

t пер = t w к1 + (1…2)

t пер = 10,9 + 2 = 12,9 °С

Температуру всасывания паров холодильного агента в цилиндр компрессора, °С

t вс = t и + (15…30),(60)

где t и – температура испарения холодильного агента, °С

t вс = 0,715+25 = 25,715 °С

г) производят поверочный расчет оборудования, для чего вычисляют:

Поверхность испарителя по формуле

F и = Q охл /К и ·Δt ср.и,(61)

где К и – коэффициент теплопередачи кожухотрубного испарителя, работающего на хладоне 12 (К и = (350…530)Вт/м 2 ·К);

Δt ср.и – средняя разность температур между теплоносителями в испарителе, определяемая по формуле

Δt ср.и = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (62)

Δt б = Δt w 2 - t и (63)

Δt б = 9,11 – 2,215 =6,895 °С (64)

Δt м =3,32 – 2,215 = 1,105°С

Δt ср.и = (6,895– 1,105)/2,3lg6,895 / 1,105= 3,72 °С

F и = 47216/530·3,72 = 23,8 м 2

Расчетную поверхность F и сравниваем с поверхностью испарителя F и `, приведенной в технической характеристике холодильной машины; при этом следует выполнить условие

F и ≤ F и `

23,8 м 2 < 24 м 2 – условие выполняется

Поверхность конденсатора по формуле

F к = Q к /К к ·Δt ср.к,(65)

Q к = Q х + N к.ин,(66)

(здесьN к.ин – потребляемая индекаторная мощность компрессора; с некоторым запасом индекаторную мощность можно принимать равной потребляемой мощности компрессора, Вт);

К к – коэффициент теплопередачи кожухотрубного конденсатора, работающего на хладоне 12 (К к = (400…650) Вт/м 2 ·К);

Δt ср.к – средняя разность температур между теплоносителями в конденсаторе, определяемая по формуле, °С

Δt ср.к = (Δt б – Δt м)/2,3lg Δt б / Δt м (67)

Δt б = t к - t w к1 (68)

Δt б = 20,9 – 3,32 = 17,58°С

Δt м = t к - t w к2 (69)

Δt м = 20,9 – 9,11 = 11,79 °С

Δt ср.к = (17,58 – 11,79)/2,3lg17,58/11,79 = 14 ° С

Q к = 59623,4 + 19800 = 79423,4 Вт

F к = 79423,4 /400·14= 14,2 м 2

Расчетную поверхность конденсатора F к сравниваем с поверхностью конденсатора F к `, числовое значение которой приведено в технической характеристике холодильной машины, при этом следует выполнить условие

F к ≤ F к `

14,2 м 2 ≤ 16,4 м 2 – условие выполняется.

Расход воды в конденсаторе, кг/с, вычисляют по формуле

W = (1,1· Q к)/c w ·(t w к2 - t w к1),(70)

где c w – удельная теплоемкость воды (c w = 4190 Дж/(кг·К))

W = (1,1· 79423,4)/4190·(9,11– 1,32) = 2,6 кг/с.

Список использованных источников

1. СНиП 2.04.05-91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. – М.: Стройиздат, 1991.

2. Внутренние санитарно-технические устройства: Вентиляция и кондиционирование воздуха /Б.В. Баркалов, Н.Н. Павлов, С.С. Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н. Павлова Ю.И. Шиллера.: В 2 кн. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992. Кн. 1, 2. Ч.3.

3. Аверкин А. Г. Примеры и задачи по курсу «Кондиционирование воздуха и холодоснабжение»:Учеб. пособие. – 2-е изд., испр. и доп. – М.: Издательство АСВ, 2003.

4. Аверкин А. Г. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение: Методические указания к курсовой работе. – Пенза: ПИСИ, 1995.

Обоснование выбора системы технического водоснабжения ЛАЭС-2 Круглый стол «Экологические аспекты применения градирен в системах охлаждения АЭС» г.Сосновый Бор г.

Основные вопросы Сравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими и влажными градирнями» не сделан до сих пор. Нельзя не учитывать, что паровой факел захватит и разнесет по ближайшим окрестностям радиационные аэрозоли из вентиляционных труб действующей ЛАЭС. Специалисты-медики уже прогнозируют рост числа заболеваний вызванных этим соседством. На сегодняшний день не проведено исследований о возможных последствиях на здоровье людей и природу всей гаммы растворенных в воде Финского залива химических веществ и биологических компонентов, которые будут выбрасываться «мокрыми» градирнями.

Основные вопросы Паровое облако над «Сосновоборским вулканом» будет накрывать город и ближайшие поселения Ленинградской области. Значительно убавиться количество солнечных дней в нашем и без того пасмурном крае. В зимний период наш город и окрестности обледенеют от непрерывно выпадающей влаги. Особый разговор – о 500-метровой зоне вокруг градирен. В наибольшей степени пострадает эксплуатационный персонал действующей ЛАЭС, сотрудники НИТИ, рабочие и служащие предприятий, расположенных в промзоне.

Основные факторы для выбора системы охлаждения исходные технические требования по мощности энергоблока, референтность, надежность в эксплуатации; местные климатические и гидрологические условия, в т.ч. доступность источника водоснабжения; ограничения по занимаемой площади; требования нормативной документации в области охраны окружающей среды; стоимостные факторы, в т.ч. эксплуатационные расходы.

Водный кодекс РФ от N 74-ФЗ (вступил в силу с) Глава 6. ОХРАНА ВОДНЫХ ОБЪЕКТОВ Статья 60. Охрана водных объектов при проектировании, строительстве, реконструкции, вводе в эксплуатацию, эксплуатации водохозяйственной системы П.4 Проектирование прямоточных систем технического водоснабжения не допускается.

Оборотная система техводоснабжения Преимущества: позволяет резко снизить потребность АЭС в свежей воде и значительно уменьшить сброс тепла в водоисточник Недостатки: по составу сооружений система более сложная, чем прямоточная, дороже в строительстве и эксплуатации

Выполненные работы по сравнению испарительных и «сухих» градирен «Cравнительный анализ эксплуатации блоков с «сухими» и «влажными» градирнями» (ОАО «СПбАЭП», 2005 г.) «Технико – экономические исследования по сравнению «мокрых» и «сухих» градирен применительно к условиям площадки НВАЭС-2» (ОАО «Атомэнергопроект», 2009г.)

Преимущества башенных испарительных градирен достижения требуемых технико- экономических показателей проекта ЛАЭС-2, за счет обеспечения мощности энергоблока 1198 МВт, минимизации затрат на охлаждение, референтность принимаемых решений, положительный опыт эксплуатации на действующих АЭС в России и за рубежом, что позволяет обеспечить требуемый срок реализации проекта (ввод в эксплуатацию в 2013 г.); соответствие требованиям нормативной документации в области охраны окружающей среды

Сухие градирни капитальные затраты на сухие градирни в 3-5 раз превышают затраты на испарительные градирни, существенная недовыработка мощности АЭС, работающей на «сухих» градирнях, которая обусловлена более высокой температурой охлажденной воды отсутствие опыт эксплуатации «сухих» градирен большой мощности в зимних климатических условиях площадки ЛАЭС-2, что снижает надежность работы АЭС управление теплосъемом башенной сухой градирни ведется за счет открытия/закрытия многочисленных жалюзи и включения/выключения теплообменных секций при помощи задвижек с электрическим приводом по сигналам многочисленных датчиков. Надежность работы системы, особенно в сложных погодных условиях, значительно снижена. тепловое воздействие на окружающую среду.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС Влияние факела градирен на диффузию примеси газоаэрозольного выброса в вентиляционную трубу ЛАЭС-2 приводит к более интенсивному рассеянию радиоактивной примеси при ее распространении вблизи факела. В расчетах вероятных концентраций радионуклидов в приземном воздухе использована 10-летняя статистика метеонаблюдений. Значения факторов разбавления и осаждения исследованы в радиусе до 10 км от источника выброса (включая город Сосновый Бор) в направлении 16 румбов.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов АЭС По консервативным оценкам учет распространения факела градирни при постоянном направлении ветра, совпадающим с направлением от градирни к венттрубе ЛАЭС-2, приводит к увеличению разовых приземных концентраций не более, чем в 2 раза для категорий устойчивости погоды А–D, формирующих загрязнение воздуха на расстояниях до 3 км от АЭС. На расстояниях более 10 км максимальное увеличение концентраций не превысит 40%. Для рассмотренных условий исследованы максимально- возможные индивидуальные дозы облучения критической группы населения, обусловленные номинальными газоаэрозольными выбросами ЛАЭС-2. При вводе в эксплуатацию четырех блоков дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС Выбросы инертных газов и 131-йода с 4-х блоков ЛАЭС-2, формирующих в основном дозовую нагрузку на население, не превысят 40% от соответствующего выброса, а, следовательно, и дозовых нагрузок на население, от действующей ЛАЭС. В соответствии с данными Радиевого института им. В.Г.Хлопина [доклад на Международном экологическом форуме «Окружающая среда и здоровье человека», 2008, СПб; доклад на совещании в ОАО «Атомэнергопроект», Москва, 2010] реалистическая оценка эффективных доз для населения от выбросов действующей ЛАЭС в г. не превышала 0,5 мкЗв/год.

Оценка воздействия градирен на распространение вентиляционных выбросов действующей ЛАЭС С учетом отмеченного выше возможного увеличения разовых приземных концентраций в воздухе до 2-х раз дозовые нагрузки от газоаэрозольных выбросов ЛАЭС, попадающих в зону распространения факела градирен ЛАЭС-2, в ближней зоне (до 3-км от источника) не превысят 1 мкЗв/год. При вводе в эксплуатацию четырех блоков ВВЭР дозовые нагрузки на критическую группу населения с учетом влияния факелов градирен не превысят уровня безусловно приемлемого риска (менее 10 мкЗв/год) согласно НРБ-99/2009

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен Содержание специфических компонентов в воде систем технического водоснабжения (МУ, Роспотребнадзор) должно обеспечивать соблюдение ПДК в воздухе рабочей зоны (ГН). Выполнена предварительная оценка соответствия качества воды (соли токсичных металлов 1-2 кл. опасности) градирен среднесуточным ПДКсс для населения, которые на 1-2 порядка величины более жестки по сравнению с ПДК в воздухе рабочей зоны. Оценка выполнена в соответствии с 1.Руководством МАГАТЭ Рассеяние радиоактивных материалов в воздухе и воде и учет распределения населения при оценке площадки для атомных электростанций. NS-G Требованиями международных стандартов безопасности «Generic Models for Use in Assessing the Impact of discharges of Radioactive Substances to the Environment»(SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен ЭлементОтносительная к ПДКсс концентрация ТМ в воздухе устья градирни Cu1, Pb1, Ni6, Cd5, Co9, Mn3,210 -3

Специфические загрязнители в охлаждающей воде градирен В воздухе устья градирен (без учета разбавления атмосферным воздухом) относительные к ПДКсс концентрации токсичных металлов не превышают 6, (никель, содержащийся в исходной морской воде). С учетом рассеивающих свойств атмосферы при максимальном факторе рассеивания, принятом равным 10- 4, концентрации токсичных металлов в воздухе ближней зоны ЛАЭС-2 прогнозируются в тысячи раз меньше ПДКсс, что не приведет к сколь-нибудь значимым последствиям для населения и компонентов экосистем.

Ингибиторы и биоциды в воде градирен Для предотвращения коррозии и биологического обрастания в градирнях используются следующие реагенты: Коллоидный углерод Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 8, мг/м3 (*) при ПДКс.с. = 5, мг/м3 (по углероду). Гипохлорит натрия Концентрация в воздухе на выходе из градирни = 1, мг/м 3 (*) при ПДКс.с. = 3, мг/м 3 (по хлору). (*) Расчетные концентрации полученные по консервативной методике (SRS No.19, IAEA, Vienna, 2001)

Проведенные государственные экологические экспертизы по ЛАЭС-2 1.Государственная экологическая кспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 2.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на сооружение блоков 1 и 2 ЛАЭС-2 3.Главгосэкспертиза 4.Государственная экологическая экспертиза материалов обоснования лицензии Ростехнадзора на размещение блоков 3 и 4 ЛАЭС-2

Результаты проведенных экологических экспертиз по первой очереди ЛАЭС-2 «Экспертная комиссия государственной экологической экспертизы отмечает, что представленные материалы обоснования лицензии на размещение и сооружение энергоблоков 1 и 2 ЛАЭС-2 по составу и содержанию соответствуют требованиям законодательных актов и нормативных документов Российской Федерации в области охраны окружающей среды. Представленная документация содержит материалы по воздействию энергоблоков 1 и 2 на окружающую среду, в которых отражены природоохранные мероприятия и обоснована экологическая безопасность намечаемой деятельности.»

Обобщенные материалы в составе проекта 2-ой очереди ЛАЭС-2 Многофакторная оценка экологического риска для населения от загрязнений окружающей среды при одновременной (нормальной) эксплуатации ЛАЭС-2 и ЛАЭС в соответствии с Руководством Роспотребнадзора Р, НРБ-99/2009, руководствами МАГАТЭ, Рекомендациями МКРЗ и др.. Оценка последствий для населения, степень загрязнения земель, воздуха, воды, продуктов питания от аварий на энергоблоке в соответствии с рекомендациями МАГАТЭ (Procedures for Conducting Probabilistic Safety Assessments of Nuclear Power Plants (Level 3): Off-Site Consequences and Estimation of Risks to the Public: A Safety Practice. IAEA Safety Series No. 50-P- 12).

Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства Первоначальное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,002 / 3,6 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Блок,1 / ,002 / 3,4 Оптимизированное решение энерго- блока Кол-во гради- рен на блок Расход циркуляционной воды, м3/час Потери воды на испарение, % / м3/сут Потери воды с капельным уносом, % / м3/сут Суммарные потери для четырех энергоблоков, м3/сут Блок,1 / ,001 / 1,8 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7 Блок,1 / ,001 / 1,7

Модернизация проекта градирен ЛАЭС-2 в ходе строительства В ходе разработки рабочей документации градирен ЛАЭС-2 было достигнуто сокращение потерь воды в количестве м3/сутки. При этом величину потерь с капельным уносом удалось сократить в два раза. Такие результаты достигнуты за счет применения высокоэффективных водоуловителей и обоснования сокращения расхода циркуляционной воды.

Выбор способа обеспечения нормального теплового режима, а также системы охлаждения ЭВС, как правило, производится на ранних стадиях разработки. Выбранный способ охлаждения должен обеспечить нормальный тепловой режим конструкции ЭВС. Под нормальным тепловым режимом понимается выполнение следующих условий: температура всех деталей и узлов конструкции при заданных условиях эксплуатации не должна превышать предельно допустимых температур, указанных в ТУ на детали и узлы; температуры всех деталей и узлов конструкции должны быть таковы, что обеспечивается работа устройства с заданной точностью и надежностью.

Выбор системы охлаждения производится по графикам (рис.1.8.2), которые ограничивают области целесообразного применения того или иного способа охлаждения. Эти области построены по результатам обработки статистических данных о показателях тепловых режимов реальных конструкций, расчетов показателей тепловых режимов по тепловым моделям и экспериментальных данных, полученных на макетах.

Основным показателем, определяющим области целесообразного применения способа охлаждения (рис.1.8.2), является плотность теплового потока

q s = P / S , (1.8.2)

где Р – мощность, выделяемая внутри объема, ограниченного поверхностью теплообмена, Вт; S – площадь поверхности теплообмена.

Рис.1.8.2. Диаграмма выбора способа охлаждения: 1 – естественное воздушное; 2 – естественное и принудительное воздушное; 3 – принудительное воздушное; 4 – принудительное воздушное и жидкостное; 5 - принудительное жидкостное; 6 – принудительное жидкостное и естественное испарительное; 7 – принудительное жидкостное, принудительное и естественное испарительное; 8 – естественное и принудительное испарительное; 9 – принудительное испарительное

Вторым показателем является допустимый перегрев в конструкции

Δ t доп = t э min – t c , (1.8.3)

где t э min – допустимая рабочая температура наименее теплостойкого радиоэлемента; t c – температура окружающей среды.

Для естественного воздушного охлаждения t c = t c max , т.е. соответствует максимальной температуре окружающей среды, заданной в ТЗ. Для принудительного охлаждения t c = t вх , т.е. соответствует температуре воздуха (жидкости) на входе системы охлаждения.

Значения q s и Δ t являются координатами точки, попадающей в одну из областей (рис.1.8.2), каждой из которых соответствует один (незаштрихованная область) или несколько способов охлаждения (заштрихованная область). Для заштрихованных областей диаграммы, где возможно использование двух или трех различных способов охлаждения, способ охлаждения уточняется на более поздних этапах конструирования.

Задание для самостоятельной работы

1. Определить область целесообразного применения способа охлаждения (рис. 1.8.2) при следующих условиях:

Размеры нагретой зоны

L 1 =150+10 N ; L 2 =180+10 N ; L 3 =220+10 N , мм;

Допустимый перегрев

Δ t доп =40 о С;

- мощность, выделяемая внутри нагретой зоны:

Р = (228,557 N – 228, 357)·10 3 , Вт;

где N – номер варианта, задаваемый преподавателем.

Результаты расчетов показателей, определяющих область целесообразного применения способа охлаждения, привести в виде таблицы.

Размеры нагретой зоны, м			Р , Вт	Δ t , о С	q s , Вт/м 2
L 1	L 2	L 3

2. Дать характеристику способа охлаждения.

На холодильниках принимают две системы охлаждения: непосредственное охлаждение помещения кипящим хладагентом и косвенное охлаждение промежуточным хладоносителем.

Наиболее предпочтительным является применение непосредственного охлаждения. Так как использование промежуточного хладоносителя влечет за собой дополнительные потери холода и, кроме того, нам необходимо создать принудительное движение воздуха в камерах для вентиляции, следовательно, из способов охлаждения наиболее перспективным является охлаждение с помощью воздухоохладителей. В зависимости от рабочего тела, подаваемого в воздухоохладители, они разделяются на непосредственного охлаждения и рассольные.

Выбираем потолочные воздухоохладители типа ВОП с нижней подачей хладагента. Они предназначены для охлаждения воздуха в камерах хранения продуктов. Воздухоохладители состоят из охлаждающей батареи, узла вентиляторов, поддона для сбора талой воды и обшивки.

При охлаждении камер с помощью воздухоохладителей ускоряется процесс отвода теплоты от продукта, достигается равномерное распределение температуры по всему объему камеры.

В роли холодильного агента применяется аммиак. Аммиак R717 (NH 3). Бесцветный газ с резким запахом, температура кипения NH 3 при барометрическом давлении минус 33,3 0 С. Он обладает хорошими термодинамическими свойствами, большой объемной холодопроизводительностью.

Аммиак практически нерастворим в масле и очень интенсивно поглощается водой. Утечки аммиака из холодной системы легко обнаруживаются по запаху или с помощью лакмусовой бумаги. С черными металлами (сталь, чугун) аммиак не вступает в реакцию, но в присутствии влаги разъедает цинк, медь и медные сплавы.

Оказывает вредное действие на человека - раздражает слизистые оболочки глаз, желудка, дыхательных путей, вызывает ожоги кожного покрова и спазмы дыхательных органов. Обладая резким запахом, аммиак распознается органами осязания человека при концентрации 0,0005%. При содержании аммиака в воздухе свыше 0,5% возможно отравление человека. При концентрации в воздухе (16-27)% R717 (аммиак) образует взрывчатую смесь.

Аммиак - дешевый хладагент с очень хорошими термодинамическими характеристиками. Он применяется в средних и крупных холодильных машинах с поршневыми и винтовыми компрессорами. Холодильные машины, работающие на R717, функционируют при температуре кипения хладагента до минус 70 0 С. В малых холодильных машинах NH 3 не применяется из-за его токсичности и взрывоопасности .

Схема холодильной установки должна отвечать следующим требованиям:

Обеспечивать надежной поддержание заданного режима в охлаждаемых объектах и быть гибкой в эксплуатации;

Быть по возможности простой и не требующей больших затрат для её выполнения;

Быть наглядной и удобной для обслуживания, способствовать осуществлению быстрых;

Безошибочных переключений и иных действий обслуживающего персонала;

Обеспечивать безопасность обслуживающего персонала и долговечность установленного оборудования.

Применение средств автоматики в значительной степени облегчает выполнение всех этих требований .

Проблема создания рациональных схем непосредственного охлаждения в значительной степени сосредоточена в правильном решении схемы узла подачи хладагента в испарительную систему. Здесь концентрируются и основные трудности, возникающие при работе установок непосредственного охлаждения, и основные недостатки этой системы.

Схемы узла подачи хладагента должны обеспечить:

Надежную защиту от влажного хода компрессора (т.е. его работу сухим ходом) и полную безопасность установок от гидравлических ударов, так как наибольшее количество аварийных ситуаций на холодильных установках происходит в результате гидравлических ударов, возникающих главным образом при неправильной подаче хладагента в испарительную систему, при резких колебаниях тепловой нагрузки в охлаждаемых объектах, при вскипании хладагента в аппаратах из-за резкого понижения давления в них;

Правильную раздачу жидкого хладагента по охлаждающим приборам охлаждаемых объектов в соответствии с изменяющейся тепловой нагрузкой на них;

Возможность поддержания температуры в охлаждаемых объектах в заданных пределах;

Устранение влияния гидростатического столба жидкого хладагента;

Малую вместимость системы по хладагенту, так как большое количество хладагента, заключенного в испарительной системе, не только увеличивает первоначальные и эксплуатационные затраты, но и создает повышенную опасность эксплуатации такой установки;

Возможно большую интенсивность те5плоодачи от поверхности охлаждающих приборов к кипящему в них хладагенту, что может быть достигнуто достаточным заполнением охлаждающих приборов и выходом из них влажного пара;

Возможность удобного и быстрого удаления масла и загрязнений с внутренней поверхности охлаждающих приборов, а также инея (снеговой шубы) с их наружной поверхности.

Схемы узла подачи хладагента в охлаждающие приборы различают, прежде всего, по способу подачи, т.е. под действием какой разности давлений подается хладагент в охлаждающие приборы.

Можно указать три способа подачи :

Под действием разности давлений конденсации и кипения;

Под действием разности давлений, создаваемой столбом жидкости;

Под действием разности давлений, создаваемой насосом.

Схемы питания испарителей жидким хладагентом различают также по направлению движения жидкости в охлаждающем приборе: могут быть схемы с нижней подачей и с верхней подачей, при которой хладагент поступает в батарею сверху, а образовавшийся пар отводиться снизу.

Насосная схема имеет значительные преимущества перед первыми двумя способами. Применение насоса существенно усиливает циркуляцию жидкости, так как производительность насоса выбирается такой, чтобы кратность циркуляции была по крайней мере 3 - 6 в период расчетной нагрузки. Это увеличивает эффект саморегулирования подачи и практически освобождает от необходимости вмешиваться в раздачу жидкости по объектам, а также улучшает теплоотдачу в охлаждающих приборах. При такой циркуляции жидкости значительно уменьшается влияние переменного заполнения охлаждающих приборов и выброса жидкости при резком изменении тепловой нагрузки; что создаёт более безопасные условия работы системы .

Безнасосные схемы относительно просты и достаточно надежны, особенно для малых и средних установок. На крупных установках с большим числом охлаждаемых объектов применение подобных схем требует большого количества автоматических регулирующих приборов, нуждающихся в обслуживании и ремонте. Поэтому для таких крупных установок в большинстве случаев оказываются более целесообразными насосные схемы .

Насосно-циркуляционную систему охлаждения предусматривают для холодильников, в которых хранят творог, сметану и другие продукты, а также для производственных холодильных камер. Для всех потребителей холода применяют верхнюю подачу аммиака (с совмещенным сливом жидкости и отсосом паров) в охлаждающие приборы, монтируемые обычно высоко под потолком камер.

Для технологических аппаратов производственных цехов (танки, пластинчатые охладители и др.) непосредственное охлаждение не проектируется, они обеспечиваются холодом посредством рассола и ледяной воды.

Для распределения холодильного агента по потребителям холода предусматривают централизованную или децентрализованную распределительную станцию (с жидкостными, всасывающими, оттаивательными и дренажными коллекторами).

При централизованной станции значительно возрастает объём монтажных работ по трубопроводам, длина которых получается очень большой, так как из аппаратного отделения необходимо прокладывать жидкостную и всасывающую трубы в каждую камеру и к каждому потребителю холода. При децентрализованных распределительных станциях для холодильника и технологических цехов, размещаемых на площадках или антресолях поблизости от потребителей холода, общую длину аммиачных трубопроводов разводки можно сократить в несколько раз.

В автоматизированных системах для прекращения подачи жидкого аммиака в охлаждающие приборы и возобновления подачи при повышении температуры достаточно предусмотреть один соленоидный вентиль СВМ на общей жидкостной линии камеры. При раздельном питании жидкостью потолочных и пристенных батарей или нескольких групп подвесных воздухоохладителей следует предусматривать в схемах возможность регулирования распределения жидкости по этому оборудованию посредством ручных регулирующих вентилей, оставляя на всю камеру один СВМ на жидкостной линии камеры. Этот принцип следует сохранить и для универсальных камер. Переключение их с одного режима (минус 20 о С) на другой (0 о С) достигается запорными вентилями.

Охлаждение ледяной воды осуществляют в открытых испарителях панельного типа.

При проектировании насосно-циркуляционных систем охлаждения для городских молочных заводов применяют циркуляционные ресиверы вертикального типа, устанавливаемые в аппаратных отделениях компрессорных цехов. Емкость этих ресиверов обычно небольшая, однако её можно уменьшить, приняв для всех камер холодильника воздушное охлаждение.

Для испарителей панельного типа, используемых для охлаждения воды, предусматривают безнасосную подачу аммиака. Панельный испаритель для охлаждения воды работает при температуре кипения минус 3 о С с подачей жидкого аммиака с помощью регулятора уровня. Схема строится таким образом, что каждый режим температуры кипения обслуживается отдельной группой компрессоров.

Для оттаивания воздухоохладителей проектируют подачу в них горячих паров аммиака и электрообогрев ТЭНами, а для оттаивания батарей используют только горячие пары.

При высоте камер одноэтажного холодильника молокозавода 6 м в чистоте и отметке пола машинного отделения минус 1.000, т.е. на 1,0 м ниже отметки пола холодильника (+ 0,000), уровни полов аппаратного и компрессорного отделений принимают одинаковыми. Это удобно в эксплуатации и позволяет применять вертикальные циркуляционные ресиверы с обеспечением высоты подпора столба жидкости над осью аммиачного насоса в размере до 2,45м, что достаточно для устойчивой его работы .

Однако в последние годы получили распространение так называемые компаундные схемы, в которых циркуляционные ресиверы, работающие при более высоких давлениях кипения, используют одновременно и как промежуточные сосуды для ступеней, работающих при более низких давлениях. Учитывая многообразие выполняемых функций, этот ресивер обычно называют компаундным.

Термодинамически компаундная схема эквивалентна схеме многоступенчатого сжатия с полным промежуточным охлаждением, промежуточным сосудом без змеевика и промежуточными температурами, совпадающими с температурами кипения, которые поддерживаются в охлаждаемых объектах.

Применение компаундных схем позволяет отказаться от промежуточных сосудов, создающих определенную опасность гидравлического удара для компрессора ступени высокого давления, а также использовать компрессоры одноступенчатого сжатия, что упрощает систему автоматического управления и делает ее более надежной.

Достоинствами компаундной холодильной установки являются упрощение схемы, уменьшение числа аппаратов (промсосудов), сокращение длины трубопроводов, количества арматуры, приборов автоматики, возможность применения однотипных компрессоров, а значит и однотипных запасных частей, расходных материалов .

Конденсатор служит для передачи теплоты холодильного агента охлаждающей среде или «источнику высокой температуры». В общем случае перегретый пар холодильного агента в конденсаторе охлаждается до температуры насыщения, конденсируется и охлаждается на несколько градусов ниже температуры конденсации.

Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы получили широкое применение для аммиачных и хладоновых холодильных машин в большом интервале производительности.

При работе машины на хладагентах, ограничено растворяющих в себе смазочное масло, последнее уносится из компрессора в систему, оседает на стенках теплообменных труб аппаратов и ухудшает их работу. Для удаления масла из системы в машинах, работающих на таких хладагентах как R717, служат маслоотделители и маслосборники. Гидроциклоны - маслоотделители инерционного типа, предназначены для отделения смазочного масла от жидкого хладагента с ограниченной растворимостью.

Из-за наличия в системе неконденсирующихся газов ухудшается энергетическая эффективность холодильной машины, так как снижаются коэффициенты теплопередачи в аппаратах, повышается давление конденсации и увеличивается расход энергии на сжатие пара хладагента в компрессоре. Для удаления попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель.

По назначению ресиверы делятся на линейные, циркуляционные и дренажные. Назначением линейного ресивера является освобождение конденсатора от жидкого хладагента и обеспечение равномерной подачи его на регулирующую станцию. Выбор типа линейного ресивера существенного значения не имеет. Применяют только ресиверы проходного типа горизонтального исполнения промсосуда. Линейный ресивер является общим элементом для холодильной установки, и количество их должно быть минимальным.

Циркуляционные ресиверы применяют в насосных, циркуляционных схемах подачи хладагента в испарительную систему. Этот ресивер обеспечивает устойчивую работу аммиачных насосов. Узел циркуляционного ресивера может иметь несколько вариантов исполнения: горизонтальный циркуляционный ресивер не выполняющий функции отделения жидкости, он дополняется устанавливаемым над ним отделителем жидкости; вертикальный циркуляционный ресивер выполняющий функцию отделителя жидкости; горизонтальный циркуляционный ресивер, совмещающий функции отделителя жидкости.

Дренажные ресиверы предназначены для выпуска в них жидкого хладагента при ремонте основных аппаратов и оттаивании снеговой шубы с батарей непосредственного испарения.

Компаундный ресивер может выполнять функции линейного, циркуляционного и дренажного ресиверов, промсосудов и отделителя жидкости.

Целевое назначение установки определяет выбор вида хладоснабжения (централизованное, децентрализованное), способа охлаждения (непосредственный, косвенный), типа компрессорного агрегата (поршневой, винтовой, аммиачный, хладоновый, с автоматически изменяемой или неизменяемой производительностью).

Расчетный режим работы холодильной установки (температуры кипения и конденсации хладагента, охлаждающей воды, хладоносителя на выходе из испарителя; давления кипения, конденсации, промежуточное) определяет выбор марки агрегата (высоко-, средне- и низкотемпературный, одно- и двухступенчатый) и вида схемы установки (традиционная, компаундная). Границей применения одноступенчатых агрегатов считают отношения давлений конденсации и кипения р=5?7. компаундную схему предпочтительней выбирать для условий, при которых требуется компактность и высокий уровень автоматизации и надежности /9, с.80/.

Как следует из вышеизложенного, компаундные холодильные установки имеют определенные достоинства по сравнению с традиционными многоступенчатыми схемами. Но не все потенциальные возможности могут быть реализованы. Так, последовательное многократное дросселирование хладагента с промежуточным отбором пара, казалось бы, должно дать определённый эффект, но при реализации возникают сложности практического характера. Разность давлений между ближайшими изобарами может составлять небольшое значение, которое не обеспечит требуемую подачу жидкого хладагента, работу соленоидного вентиля на линии подачи жидкого хладагента и эффективную работу компрессора. Отсутствие в составе установки линейного и дренажного ресиверов не исключает того, что их функции должен выполнять другой аппарат и его вместимость увеличивается в расчете на совмещение функций. Промежуточные температуры, совпадающие с температурами кипения, не всегда являются оптимальными, обеспечивающими минимальный расход ресурса при многоступенчатом сжатии .

Таким образом, для проектирования принимаем компаундную двухзвенную схему холодильной установки на четыре температуры кипения.

РЕФЕРАТ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

ПЕРЕЧЕНЬ ЛИСТОВ ГРАФИЧЕСКИХ ДОКУМЕНТОВ. . . . . . . . 6

ВВЕДЕНИЕ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

1. ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ МЕТОДОВ СУШКИ И

ОХЛАЖДЕНИЯ ПРОДУКТОВ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

1.1 Основные методы сушки и охлаждения продуктов. . . . . . . . 9

1.2 Обоснование выбора охладителя. . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

2. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРОИЗВОДСТВА. . . . . . . . . . 16

3. ХАРАКТЕРИСТИКА ПРОИЗВОДИМОЙ ПРОДУКЦИИ. . . . . . 17

4. ХАРАКТЕРИСТИКА СЫРЬЯ, МАТЕРИАЛОВ,

ПОЛУПРОДУКТОВ И ЭНЕРГОРЕСУРСОВ. . . . . . . . . . . . . 21

5. ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА И СХЕМЫ. . 25

5.1 Стадии технологического процесса. . . . . . . . . . . . . . . . . 25

5.3 Прокалка бихромата аммония. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

5.4 Очистка отходящих от прокалочной печи газов. . . . . . . . . . 27

5.5 Загаска спека окиси хрома. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

5.6 Фильтрация пульпы и промывка осадка окиси хрома. . . . . . . 30

5.7 Сушка и охлаждение окиси хрома металлургической. . . . . . . 32

5.8 Очистка отходящих газов от сушилки. . . . . . . . . . . . . . . 33

5.9 Фасовка и упаковка готового продукта. . . . . . . . . . . . . . . 34

6. НОРМЫ РАСХОДА ОСНОВНЫХ ВИДОВ СЫРЬЯ,

МАТЕРИАЛОВ И ЭНЕРГОРЕСУРСОВ. . . . . . . . . . . . . . . 35

7. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ ХОЛОДИЛЬНО –

ТРАНСПОРТНОЙ ТРУБЫ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

7.1 Исходные данные. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

7.2 Физические параметры теплоносителей. . . . . . . . . . . . . . 39

7.3 Расчет теплового баланса. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

7.4 Определение коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи. . . 44

7.4.1 Определение коэффициента теплоотдачи от окиси хрома

к стенке. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

7.4.2 Определение коэффициента теплоотдачи от воды к стенке. . . . 45

7.4.3 Определение коэффициента теплопередачи. . . . . . . . . . . . 50

7.5 Определение поверхности теплообмена. . . . . . . . . . . . . . 51

7.6 Расчет материального баланса. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52

7.7 Кинематический расчет привода. . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

8. РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

8.1 Расчет на прочность бандажей. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

8.2 Расчет корпуса холодильно-транспортной трубы на прочность. 62

9. БЕЗОПАСНОСТЬ И ЭКОЛОГИЧНОСТЬ ПРОЕКТА. . . . . . . . . 65

9.1 Введение в раздел. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

9.2 Характеристика основных опасностей производства

и условий труда. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

9.3 Обеспечение безопасности работы. . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

9.3.1 Электробезопасность. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

9.3.2 Пожарная безопасность. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

9.3.3 Защита от шума и вибрации. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

9.3.4 Промышленное освещение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

9.3.5 Микроклимат в рабочей зоне. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

9.4 Экологичность проекта. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 75

9.5 Возможность аварийных ситуаций. . . . . . . . . . . . . . . . . 82

9.6 Чрезвычайные обстоятельства. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

9.7 Заключение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84

10. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТА. . . 87

10.1 Введение в раздел. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

10.2 Расчет капитальных затрат. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

10.3 Расчет ремонтных затрат на систему охлаждения окиси хрома. . 87

10.4 Расчет затрат на обслуживание охладителя. . . . . . . . . . . . . 96

10.5 Расчет себестоимости охлаждения окиси хрома. . . . . . . . . . 98

10.6 Расчет окупаемости. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 101

10.7 Выводы по разделу. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 103

11. ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 104

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК. . . . . . . . . . . . . . . . . . 108

РЕФЕРАТ

Тема дипломного проекта: “Холодильно-транспортная труба для охлаждения продуктов после операций сушки и прокалки”.

Целью данного проекта является теоретическое обоснование возможного увеличения производительности по готовому продукту существующей холодильно-транспортной трубы.

На основании литературного обзора было принято решение о разработке охладителя на основе барабанного аппарата с водяным охлаждением.

Проведен расчет площади и коэффициента теплопередачи (F =14,16м 2 , К=213,5Вт/(м 2 К)) в аппарате, доказывающий его работоспособность при данных условиях работы. Производительность аппарата составляет 8000кг/час по охлажденному продукту.

В дипломном проекте выполнены технологические расчеты охладителя, прочностные расчеты, разработаны мероприятия по охране труда, рассмотрены вопросы безопасности и экологичности проекта, произведен расчет экономической эффективности проекта. Срок окупаемости охладителя составит менее одного года.

В данном проекте рассмотрен вариант работы аппарата на примере охлаждения окиси хрома, кроме того холодильно-транспортная труба может использоваться и для охлаждения других порошкообразных или гранулированных продуктов.

Пояснительная записка содержит:

Страниц……………………………109

Рисунков……………………..…..….19

Таблиц………………………………22

Библиографических ссылок……….24

ПЕРЕЧЕНЬ ЛИСТОВ ГРАФИЧЕСКИХ ДОКУМЕНТОВ.

№ п/п	Наименование документа	Обозначение документа	Формат
	Производство окиси хрома металлургической. Технологическая схема.	260601 065000 2766 ТЗ	2 Х А1
	Холодильно-транспортная труба. Чертеж общего вида.	260601 065100 2766 ВО	А1
	Венец. Сборочный чертеж.	260601 065110 2766 СБ	А1
	Кожух. Сборочный чертеж.	260601 065120 2766 СБ	А3
	Труба. Сборочный чертеж.	260601 065130 2766 СБ	А3
	Кожух. Сборочный чертеж.	260601 065140 2766 СБ	А3
	Кожух. Сборочный чертеж.	260601 065150 2766 СБ	А3
	Кожух. Сборочный чертеж.	260601 065160 2766 СБ	А3
	Группа моторно-редукторная. Сборочный чертеж.	260601 065170 2766 СБ	А1
	Спираль. Сборочный чертеж.	260601 065180 2766 СБ	А3
	Станция опорная с упором. Сборочный чертеж.	260601 065190 2766 СБ	А1
	Крышка. Сборочный чертеж.	260601 065121 2766 СБ	А3
	Основание. Сборочный чертеж.	260601 065122 2766 СБ	А3
	Узел подачи воды. Сборочный чертеж.	260601 065123 2766 СБ	А3
	Полукольцо	260601 065121. 03 2766	А4
	Полукольцо	260601 065124 2766	А4
	Фланец	260601 065125 2766	А3

ВВЕДЕНИЕ

В данном дипломном проекте произведен расчет холодильно-транспортной трубы, предназначенной для охлаждения окиси хрома. В настоящее время на ЗАО «Русский хром-1915» в производстве окиси хрома металлургической применяется холодильно-транспортная труба производительностью 4 т/ч по готовому продукту. Мощностей завода достаточно, чтобы увеличить производительность в два раза. Поэтому целью дипломного проекта является теоретическое обоснование возможного увеличения производительности по готовому продукту существующей холодильно-транспортной трубы.

Важность производимого продукта на сегодняшний день очевидна. Это связано с тем, что техническая окись хрома предназначается для металлургической и лакокрасочной промышленности, производства строительных материалов, а также для полировальных процессов в часовой, приборостроительной, машиностроительной и других отраслей промышленности.

Техническая окись хрома - это основной продукт для производства металлургического хрома. Хром и его сплавы - это жаростойкие и коррозионностойкие стали и сплавы.

1. ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ МЕТОДОВ СУШКИ И ОХЛАЖДЕНИЯ ПРОДУКТОВ

1.1 Основные методы сушки и охлаждения продуктов

В производстве твердых порошкообразных или гранулированных продуктов пищевой и химической промышленности основными технологическими операциями, обеспечивающими необходимые качественные характеристики конечного продукта, являются сушка исходных сырьевых смесей и последующее охлаждение продукта до температуры фасовки и хранения.

Одними из наиболее широко применяемых для этих целей агрегатов являются вращающиеся барабанные аппараты. Холодильники барабанного типа предназначены для охлаждения сыпучих взрывобезопасных материалов. В зависимости от способа охлаждения обрабатываемого материала в барабане аппараты классифицируются на холодильники с воздушным охлаждением и холодильники с водяным охлаждением. Холодильник представляет собой цилиндрический корпус, установленный на роликовых опорах (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 – Холодильник барабанного типа.

Вращение аппарата осуществляется от индивидуального привода. Холодильники могут изготавливаться диаметром от 0,5 до 4,5м и длиной от 2,5 до 70м. Производительность определяется геометрическими размерами, скоростью вращения, углом наклона барабана и температурными требованиями технологии обработки материала. Для перемещения материала холодильники изготавливаются с различными типами насадок в зависимости от обрабатываемого продукта.

К достоинствам этих охладителей относятся: простота конструкции, относительно легкое регулирование производительности аппарата, надежность в эксплуатации.

Большая металлоемкость и громоздкость являются недостатками барабанных аппаратов.

Для охлаждения гранулированных материалов часто применяют пластинчатые холодильники (рисунок 1.2).

Рисунок 1.2 – Пластинчатый холодильник.

Теплообменник состоит из трех вертикально расположенных секций (в зависимости от требуемой температуры охлаждения количество секций возможно изменять), загрузочного и разгрузочного бункера. Разгрузочный бункер снабжен двумя вибромоторами. Для контроля уровня загрузки и температуры предусмотрены уровнемер и термопары.

В секциях установлен ряд вертикальных пустотелых пластин изготовленных из нержавеющей стали. Пластины являются независимыми. В пластинах предусмотрен оптимальный поток воды с минимумом застойных зон. Гранулы удобрений массовым потоком медленно двигаются самотеком между пластинами. Предусмотрена продувка сухим воздухом, предотвращающая затор гранул. Охлаждающая вода проходит через пластины в целях эффективности - противотоком. Поток продукта регулируется шиберным питателем.

Аппарат отличается легкостью ремонта и обслуживания (навесная дверь, люк в накопительном бункере), простотой системы, легкостью монтажа.

Аппарат применяется для эффективного косвенного охлаждения прилированных и гранулированных удобрений (в частности аммиачной селитры) и характеризуется следующими достоинствами:

Компактность и большая поверхность теплообмена;

Конструкция не требует применения аспирационного оборудования;

Процесс движения гранул селитры между близко расположенными неровными пластинами в охладителе по своей сути близок к ламинарным псевдоожиженным слоям;

Нет соприкосновения охлаждающего агента и гранул селитры, процесс теплообмена осуществляется через стенку;

Существенно снижается истирание гранул;

Снижается загрязнение охлаждаемого продукта.

Благодаря указанным достоинствам становится возможным регулирование степени охлаждения за счет применения более охлажденной воды, исключение дополнительной перерекристаллизации, вызывающей снижение качества продукции, исключение увлажнения, снижение потерь.

Недостатком аппарата является то, что он требует исполнения специального профиля пластин, производство которых в России не налажено. Требуется закупка этих пластин за рубежом, что существенно удорожает стоимость аппарата. Холодильник используется в случаях выполнения специальных требований технологии производства продукта, например, для производства нитрата аммония.

Иногда для охлаждения гранулированных продуктов используют трубчатые теплообменные аппараты (рисунок 1.3).

Рисунок 1.3 – Трубчатый охладитель.

Для того, чтобы материал продвигался по трубкам, необходима установка вибропривода для их встряхивания. В межтрубное пространство можно подавать как воду, так и воздух в зависимости от технологических нужд.

Достоинства теплообменника: компактность при большой поверхности теплообмена; нет соприкосновения охлаждающего агента и гранул.

Недостаток: необходимо точное соблюдение технологии, чтобы не было налипания на стенках трубок.

Для сушки и охлаждения как гранулированных, так и порошкообразных материалов часто используют аппараты виброкипящего слоя. Применяют также и комбинированные аппараты (рисунок 1.4), в которых перенос тепла осуществляется в псевдоожиженном слое и через стенку встроенных теплообменных трубок, в которые подается охлаждающая вода.

Рисунок 1.4 – Холодильник комбинированного типа.

Достоинства: компактность при большой поверхности теплообмена.

Недостатком является большой пылеунос, а, следовательно, и необходимость установки системы очистки воздуха. Применение доступного, но малоинтенсивного воздушного охлаждения ограничивается требованиями к чистоте, температуре и сухости воздуха. Малая интенсивность охлаждения за счет обдува и естественной конвекции требуют значительное количество охлаждающего воздуха. Использование установок подготовки и очистки отработанного воздуха требует высоких затрат.

Для охлаждения материала, получаемой обжигом во вращающихся печах, широко используют компактные охладители шахтного типа (рисунок 1.5).

В них через слой зернистого продукта, перемещающегося сверху вниз между вертикально расположенными параллельными колосниковыми решетками, продувается воздух. Истирание материала в охладителях такого типа незначительное .

Главным достоинством этого теплообменника является его компактность.

Рис. 1.5 – Шахтный холодильник: 1 – шахта; 2,3 – колосниковые решетки; 4 – рассекатель; 5- приемная воронка; 6 – патрубки для ввода воздуха; 7 – качающийся питатель; 8 – конвейер.

Недостатком холодильников такого типа является деформация металлического каркаса и колосников решетки, перегородок и других узлов, под влиянием высокой температуры, что приводит к попаданию продукта в центральный воздушный канал и нарушению нормального режима работы. Для надежной работы охладителей данного типа необходимо: изготовление колосников и конструкции рамы, особенно в горячей зоне, из жаропрочного металла.

Обоснование выбора охладителя

Для охлаждения окиси хрома металлургической наиболее целесообразно использование барабанного аппарата с водяным охлаждением. Это связано с тем, что водяное охлаждение является наиболее эффективным и возможно регулирование степени охлаждения продукта за счет изменения температуры подаваемой для охлаждения воды. Отсутствие пылеуноса оказывает большой экологический и экономический эффект, так как окись хрома является потенциально опасным химическим и биологическим веществом, и степень очистки воздуха после охлаждения должна быть очень высокой. Это значит необходима серьезная система очистки воздуха, что ведет за собой дополнительные капитальные вложения.

Кроме того, барабанный аппарат является простым в обслуживании и надежным в работе.

В данном дипломном проекте произведена конструкторская разработка холодильно-транспортной трубы производительностью 8000 кг/час по готовому продукту.

Цель работы - увеличение производительности охлаждения окиси хрома.