Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Южно-Уральский государственный университет (национальный исследовательский университет)»

Политехнический институт

РАСЧЕТ КОМПРЕССОРНОЙ ПАРОЖИДКОСТНОЙ ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ОХЛАЖДЕНИЯ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОЙ РАБОТЕ

по дисциплине «Практикум по виду профессиональной деятельности»

АННОТАЦИЯ

В данной работе произведен расчет компрессионной парожидкостной одноступенчатой холодильной установки непосредственного охлаждения. Построены термодинамические циклы холодильных установок в диаграммах lg p - i и T - S и принципиальная схема парожидкостной холодильной установки.

Выполнен расчет по выбору хладогента, характерным величинам цикла, подбору компрессора, испарителя, конденсатора, охладителя конденсата.

хладогент компрессор конденсатор

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение

1. ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПОТРЕБНОСТИ В ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ

2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

3. РАСЧЕТ ТЕМПЕРАТУР КИПЕНИЯ И КОНДЕНСАЦИИ ХЛАДОАГЕНТА

4. ВЫБОР ХЛАДОАГЕНТА

5. ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ

6. ХАРАКТЕРНЫЕ ВЕЛИЧИНЫ ЦИКЛА

7. РАСЧЕТ И ПОДБОР КОМПРЕССОРОВ

8. РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРА

9. РАСЧЕТ ОХЛАДИТЕЛЯ КОНДЕНСАТА

10. РАСЧЕТ ИСПАРИТЕЛЯ

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

Введение

Холодильные установки (ХЛУ) относятся к классу термотрансформаторов, наряду с криогенными (КРУ), теплохолодильными (ТХУ) и теплонасосными (ТНУ) установками. К наиболее обширной группе термотрансформаторов относятся холодильные установки (станции, системы). Особый интерес здесь представляют вопросы проектирования и исследования режимных параметров ХЛУ с целью экономии электроэнергии и снижения загрязнений окружающей среды.

В настоящее время на многих промышленных предприятиях страны холод является необходимым, а иногда важнейшим звеном технологического процесса. Искусственный холод широко используется при низкотемпературной закалке металлов и холодной посадке, для получения кислорода и азота из воздуха, этилена, пропана, пропилена из нефти и природного газа, для отвода тепла химических реакций, а также при производстве аммиака, каучука, пластмасс, синтетических волокон и ряда других продуктов.

Искусственный холод средних параметров (-40…+5 ^оС) производится также теплоходильными установками. ТХУ являются исключительно универсальными устройствами. Они служат для одновременного производства теплоты и холода. Кроме обогрева помещений, они могут применяться и для их охлаждения в системах кондиционирования [1].

1. ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПОТРЕБНОСТИ В ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ

Холодопроизводительность установки определяется количеством тепла, поступающим в испаритель с хладоносителем:

, (1.1)

(с учетом 7-процентной надбавки на потери через изоляцию в аппаратах и коммуникациях).

Так как холодильная установка с непосредственным охлаждением, то произвожу следующий расчет.

Общее количество тепла, поступающее в холодильную камеру (охлаждаемое помещение) в единицу времени, рассчитываю по формуле:

, (1.2)

где Q_ОХЛ -- приток тепла при охлаждении поступающей продукции;

Q_ОГР -- приток тепла через ограждения (стены, пол, потолок) холодильной камеры;

Q_ЭК -- приток тепла, связанный с эксплуатацией камеры.

Найдем каждую составляющую общего количества тепла.

А) . (1.3)

Здесь V_ХК -- внутренний объем холодильной камеры, м³;

р - суточное поступление продукции, м³ (обычно р = 8...12 % от V_ХК).

V_ХК = 8·5·1=40 (м³),

Принимаю, что р=4

Следовательно, =1952 (Вт).

Б) , (1.4)

где k -- коэффициент теплопередачи ограждения, Вт/(м² ·К);

F_ОГР -- суммарная поверхность ограждений камеры, м²;

t_ОС -- температура наружного воздуха (окружающей среды), принимается равной температуре охлаждающей среды (воды, воздуха) на входе в установку, ^оС;

t_Охл -- заданная температура воздуха в холодильной камере, ^оС.

(1.5)

Коэффициенты теплоотдачи с наружной б_Н и внутренней б_ВН стороны холодильной камеры принимаю в пределах 11...15 и 6...9 Вт/(м²·К) соответственно. Тогда принимаю б_Н = 13 Вт/(м²·К) и б_ВН = 7,5 Вт/(м²·К).

Толщина изоляции камеры д_из равна в пределе 80…120 (мм).

Выбираю д_из = 100 мм.

Коэффициенты теплопроводности изоляции л_ИЗ приведены в табл. 1.1 [1].

Принимаю, что л_ИЗ = 0,045 Вт/(м·К) - полистирольный пенопласт (ПСВ) для малых и средних ХЛУ.

Тогда находим термическое сопротивление ограждения

(1.6)



Следовательно, нахожу коэффициент теплоотдачи ограждения:

Вт/(м²·К).

Найду F_ОГР -- суммарная поверхность ограждений камеры, м²,

F_ОГР=(8·5)·2+(8·1)·2+(5·1)·2=106 (м²).

Тогда (Вт).

Для предотвращения выпадения влаги на наружной поверхности ограждения коэффициент теплопередачи, вычисленный по выражению (1.5), должен удовлетворять условию:

, (1.7)

где t_Р -- температура точка росы при расчетных параметрах наружного воздуха. - условие выполняется.

В) , (1.8)

где Q₁ -- приток тепла от освещения; Q ₂ -- приток тепла от пребывания людей; Q₃ -- приток тепла от открывания дверей камеры:

, (1.9)

где А₁ -- количество тепла, выделяемого осветительными приборами на 1 м² площади камеры, Вт/м² ;

F_П - площадь пола камеры, м².

Выбираю A₁=1,1, F_П = 40 м², тогда

, (1.10)

где n -- число людей, работающих в данном помещении. Значение n определяется по формуле (1.11) и округляется до ближайшего целого:

(1.11)

n = 0,915+0,00424 ·40 =1,1

Принимаю n = 2 человека, тогда (Вт)

(1.12)

(Вт)

Следовательно, = 44+700+400,1 = 1144,1 (Вт),

= 1952+1333,1+1144,1 =4 429,2(Вт),

= 1,07·4 429,2=4 739,2 (Вт) ? 4,74 (кВт).

2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

В схемах холодильных установок малой холодопроизводительности (Q₀ < 10 кВт) независимо от схемы охлаждения включается регенеративный теплообменник (РТ). Так, на рис.1 изображена схема ХЛУ средней производительности.

Рисунок 1 - Принципиальная схема парожидкостных холодильных установок средней холодопроизводительности: ХК - холодильная камера; Км - компрессор; К - конденсатор; РТ - регенеративный теплообменник; РВ - регулирующий вентиль; И - испаритель;

1-2 - политропное сжатие;

2-b - охлаждение перегретого пара до состояния насыщения;

b-3 - конденсация;

3-4 - изобарное охлаждение в охладителе конденсата;

4-5 - дросселирование.



Рисунок 2 - Термодинамические циклы холодильных установок в диаграммах T-S

Рисунок 3 - Термодинамические циклы холодильных установок в диаграммах lg p-i

Принцип действия установки состоит в следующем. Компрессор отсасывает пары хладоагента из испарителя при давлении Р_о и сжимает их до давления Р_к (процесс 1-2). Сжатый пар поступает в конденсатор, где он под воздействием охлаждающей среды (вода, воздух) переходит в состояние насыщения (процесс 2- b), а затем конденсируется при температуре Т_к (процесс b-3) и переходит в жидкую фазу. При этом охлаждающая среда нагревается от температуры до температуры .

Жидкий хладоагент направляется в регенеративный теплообменник РТ, где происходит понижение его температуры на величину Т_ок=Т₃-Т₄ (процесс 3-4). Дополнительное охлаждение осуществляется под воздействием более холодных паров хладоагента, выходящих из испарителя в РТ.

При дросселировании хладоагента в РВ происходит понижение его давления и температуры с переходом в состояние влажного пара. Жидкая фаза, поступая в испаритель, кипит при температуре Т_о за счет тепла, подводимого от охлаждаемой среды - процесс 5-6. Перегрев пара хладоагента изображен процессом 6-1. Для схем с РТ он происходит за счет тепла жидкого агента, выходящего из конденсатора.

Для схем непосредственного охлаждения температура НИТ в холодильной камере поддерживается постоянной на уровне

3. РАСЧЕТ ТЕМПЕРАТУР КИПЕНИЯ И КОНДЕНСАЦИИ ХЛАДОАГЕНТА

Температуры кипения Т_о и конденсации Т_к хладоагента прямо связаны с температурами нижнего Т_н и верхнего Т_в источников тепла соответственно.

Температура кипения хладоагента в испарителе определяется по формуле:

, (3.1)

где = 8…13 градусов для воздушных испарителей или 3…5 градусов для водяных испарителей, когда охлажденная вода непосредственно используется потребителем.

=(єС) = 249 (К).

Температура конденсации хладоагента Т_к определяю следующим образом.

В схемах с ОК на охладитель конденсата расходуется часть воды (20…30%), подаваемых на установку. Остальная вода (70…80%) поступает в конденсатор. Задается нагрев воды в конденсаторе и ОК, который зависит от его типа и составляет для вертикальных кожухотрубных теплообменников 5…7 град; нагрев воды в ОК принимается 5…7 град

Оптимальная температура конденсации на 4…5 градуса выше температуры отходящей из конденсатора воды:

, (3.2)

где

=307 (К)=34 (єС).

4. ВЫБОР ХЛАДОАГЕНТА

Согласно найденной температуре кипения Т_о = - 24 єС и конденсации Т_к=34 єС по таблицам насыщенных паров веществ (приложение 5 [1]) отбираю хладоагенты, для которых Р_о ?0,1 МПа (во избежание присосов атмосферного воздуха). Вместе с тем Р_о не превышало 0,4 МПа. Для обеспечения процесса конденсации температура Т_к должна быть ниже критической Т_кр. Выбираю хладоагенты, для которых Т_кр-Т_к?40. Кроме того, для одноступенчатых компрессоров должно соблюдаться условие Р_к/Р₀12. Данные хладоагентов, для которых выполняются перечисленные требования, свожу в таблицу 1.

Таблица 1

№. п.п.	Тип хладоагента	Параметры хладоагентов
		Ро, МПа	Тнк , К	Рк , МПа	Рк-Ро, МПа	Рк / Ро
1	R12	0,129	243,3	0,824	0,695	6,39
2	R22	0,21	232,2	1,319	1,109	6,28
3	R290	0,21	231	1,194	0,984	5,69
4	R502	0,251	227,4	1,438	1,187	5,73
5	R717	0,159	239,6	1,313	1,154	8,26
Хладоагент с минимальным значением параметра	R502	R12	R12	R290
Коэффициент значимостипараметра	0,4	0,3	0,2	0,1

С учетом максимального суммарного коэффициента значимости параметров выбираем хдадоагент R12, как более распространенный во всех типах центробежных компрессорах._.

5. ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ

Построение цикла в диаграмме lg p-i и T-S провожу в следующем порядке:

1. Находим изобары Р_о и Р_к, соответствующие температурам t_о = - 24 єС и t_к=34 єС: Р_о = 0,129 МПа и Р_к = 0,824 МПа.

2. Определяю местоположение точки 6 на изобаре Р_о, для этого разность ДТ_и принимается равной 2…3 градуса. Тогда

Т₆ = Т₀ + ДТ_и, (5.1)

Т₆ = 249 + 3 = 252 (К) = - 21 (єС) .

3. Далее рассчитываю температуру в точке 1:

Т₁ = Т₆ + ДТ_п, (5.2)

Т₁ = 252 + 10 = 262 (К) = - 11 (єС),

где перегрев пара ДТ_п составляет 5-15 градусов.

4. По рассчитанным температурам Т₁ и Т₆ по диаграмме lgp-i находим энтальпии: i₁ = 348 кДж/кг, i₆ = 341 кДж/кг.

5. Определяю параметры точки а (Т_а = 334 К , i_а = 384 кДж/кг) и рассчитываю энтальпию в точке 2:

, (5.3)

где з - адиабатный (внутренний) КПД компрессора, определяется так:

, (5.4)

Где = 0,0025 - для вертикальных фреоновых компрессоров

= 0,75

Следовательно, =396 (кДж/кг).

6. Энтальпию т. 3 определяю по таблице насыщения при температуре Т_к=34 єС (приложение 5 [1]): i₃ = 232 кДж/кг.

7. Находим местоположение точки 4 на изобаре Р_к.

Температура Т₄ принимается выше температуры охлаждающей воды на входе в охладитель конденсата на величину ДТ'=3…4 градуса:

Т₄ = Т'_ВОК + ДТ'= 291+3=294 єС.

i₄ = 220 кДж/кг

8. Энтальпия i₅ = i₄ = 220 кДж/кг (по условию процесса дросселирования в РВ).

По найденному местоположению характерных точек цикла определяю их параметры (Р, Т, i, s, е) и свожу в таблицу 2.

Таблица 2

Номер точки	Давление, Р	Температура	Энтальпия i, кДж/кг	Энтропия s, кДж/(кг·К)
	МПа	атм	t,оС	T, К
1	0,129	1,29	-11	262	348	1,60
2	0,824	8,24	72	345	396	1,63
3	0,824	8,24	34	307	232	1,08
4	0,824	8,24	21	294	220	1,07
5	0,129	1,29	-24	249	220	1,07
6	0,129	1,29	-21	252	341	1,57

Нахождение значений энтропии в характерных точках цикла веду следующим образом.

В области перегретого пара хладоагента S₁ и S₂ определяю по диаграмме lgp-i, и равны S₁=1,60 кДж/(кг·К), S₂=1,63 кДж/(кг·К).

Точка 3 лежит на пограничной кривой Х=0, соответствует состоянию кипящего хладоагента. Следовательно, точное значение S₃=1,08 нахожу из таблиц насыщения (приложение 5 [1]) по температуре Т_к=34 єС.

Величина S₄ (жидкая фаза) рассчитывается по выражению

S₄ = S₃ ·(ln Т₄ / ln Т₃) = 1,08·(ln 294/ln 307)=1,07 [кДж/(кг·К)],

Точка 5 находится в области влажного пара и энтропия в этой точке

S₅ = =1,897·(1-0,27)+ 2,575·0,27=1,07 [кДж/(кгК)].

Здесь х - степень сухости и равна x=0,27;

S'=1,897 кДж/(кг·К) и S"=2,575 кДж/(кг·К) - значения энтропии на линии насыщения при х=0 и х=1, находятся из таблиц насыщения (приложение 5 [1]) по температуре кипения t_о = - 24 єС.

6. ХАРАКТЕРНЫЕ ВЕЛИЧИНЫ ЦИКЛА

Удельная внутренняя работа компрессора:

, (6.1)

= 48 (кДж/кг)

Удельная холодопроизводительность:

(6.2)

= 121 (кДж/кг)

Удельный отвод тепла в конденсаторе:

, (6.3)

= 164 (кДж/кг)

Удельный отвод тепла в охладителе конденсата:

, (6.4)

= 12 (кДж/кг)

Массовая циркуляция хладоагента в установке:

, (6.5)

= 0,039 (кг/с)

Объемная производительность компрессора:

, (6.6)

где v₁ - удельный объем хладоагента перед компрессором, м³/кг

= 0,0054 (м³/с)

Удельная объемная холодопроизводительность:

, (6.7)

= 877,8 (кДж/м³)

Расчетная тепловая нагрузка конденсатора:

, (6.8)

= 6,4 (кВт)

Расчетная тепловая нагрузка охладителя конденсата:

, (6.9)

= 0,47 (кВт)

Внешний подвод тепла на участке 6-1:

, (6.10)

= 0,27 (кВт)

Внутренняя мощность компрессора:

, (6.11)

= 1,86 (кВт)

Энергетический баланс установки:

, (6.12)

4,74+1,86+0, 27=6,4+0,47

6,87=6,87

Мощность на валу компрессора и мощность на клеммах электродвигателя:

, (6.13)

, (6.14)

где з_м, з_э, з_п - соответственно механический КПД компрессора, электрический КПД двигателя и КПД передачи.

Они определяются:

, (6.15)

=0,929,

, (6.16)

=0,842.

Тогда, = 2,002 (кВт),

= 2,584 (кВт), где з_п=0,92 - для клиноременной передачи.

Удельные затраты электроэнергии в компрессоре на выработку холода:

, (6.17)

=0,55

Полное значение рассчитывается с учетом дополнительной мощности ДN, затрачиваемой на привод насосов (рассольного, конденсатного, сетевого) или на привод вентиляторов (для обдува конденсатора, испарителя), а также на собственные нужды (освещение, электрообогрев и пр.):

; (6.18)

Где ДN выбирается на основе N_э. Так как N_э=2,584 кВт, тогда из формулы 6.15 [1]:

, (6.19)

(кВт),

=0,016

=0,566.

Холодильный коэффициент установки без учета дополнительно затрачиваемой мощности:

, (6.20)

= 1,82

Полный холодильный коэффициент установки:

, (6.21)

= 1,77.

Степень термодинамического совершенства цикла:

а) без учета ДN

; (6.22)

б) с учетом ДN

, (6.23)

где Э* - удельный расход электроэнергии в идеальном цикле;

- средняя температура хладоносителя в испарителе или охлаждаемой среды в холодильной камере.

= = 0,124 (6.24)

Следовательно,

7. РАСЧЕТ И ПОДБОР КОМПРЕССОРОВ

Расчет компрессоров заключается в определение необходимого действительного объема, описываемого поршнями в единицу времени:

, м³/с, (7.1)

Где V₀ - теоретический объем, м³/с, определяется из выражения (6.6);

л - коэффициент подачи компрессора, он рассчитывается:

, (7.2)

Объемный коэффициент:

, (7.3)

где с - относительное мертвое пространство, принимаю равным 0,03 (для средних компрессоров),

m - показатель политропы расширения пара хладоагента в КМ при обратном ходе поршня, принимая равным 1,05 (для фреонов).

Тогда, =0,855

Коэффициент дросселирования л _др для поршневых компрессоров находится в пределах 0,95…1. Принимаю л _др= 0,98

Коэффициент подогрева для горизонтальных компрессоров небольшой и средней мощности определяется следующим образом:

, (7.4)

= 0,885.

Коэффициент плотности л_пл = 0,967 (выбираем по рис. 4 по отношению P_к/P₀=6,39.

Рис. 4 График для определения коэффициента плотности л_пл

Следовательно, л = 0,855•0,98•0,885•0,967 = 0,716

= 0,0075 (м³/с)

Поскольку я имею дело с малой производительностью, то выбираю один компрессор. К_раб = 1 компрессоров.

Общее число компрессоров с учетом одного резервного определится:

К = К_раб + 1 = 1 + 1 = 2. (7.5)

Объем, описываемый поршнями в единицу времени одним компрессором:

, (7.6)

= 0,0075 (м³/с)

По найденному значению 0,0075 (м³/с) выбираю из приложения 6 [1] непрямоточный бессальниковый компрессор, марки ПБ10.

Характеристика компрессора ПБ10:

Ход поршня - 45 мм;

Количество цилиндров - 2;

Частота вращения вала - 24 с^-1;

Диаметр цилиндра - 67,5 мм;

Объем, описываемый поршнями - 0,77·10^-2 м³/с;

Холодопроизводительность - 13 кВт;

Потребляемая мощность - 5 кВт;

Длина - 630 мм;

Ширина - 360 мм;

Высота - 470 мм;

Масса - 130 кг.

8. РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРА

В ХЛУ используются кожухотрубные (горизонтальные и вертикальные), оросительные, испарительные, пакетно-панельные конденсаторы. Установки большой производительности комплектуются конденсаторами вертикального типа.

Расход воды на конденсатор:

, (8.1)

где C_p - теплоёмкость воды, кДж/(кг?К);

- нагрев воды в конденсаторе.

0,25 (м³/с)

Поверхность теплопередачи конденсатора определяю следующим образом:

, (8.2)

где k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К);

ДT_ср - среднелогарифмический температурный напор конденсатора, К:

(8.3)

= 4,33 (К)

Коэффициент теплопередачи:

(8.4)

 = 441,8 (Вт/м²·К)

где л = 64 (Вт/м•К) коэффициент теплопроводности стали,

R_з, (м²·К)/Вт - термическое сопротивление загрязнений находится по формуле:

R_з = R_з'+R_з'^”, (8.5)

R_з'=(2,6…3)·10-⁴ - сопротивления при отложении солей,

R_з^”'= (1,4…2)·10-⁴ - сопротивления от ржавчины,

R_з = (2,8 + 1,7)•10^-4 = 4,5•10^-4 (м²·К)/Вт.

Значения коэффициентов теплоотдачи со стороны рабочего хладоагента и воды определяются по формулам (п.п. 8.1-8.11).

Для этого предварительно выбираю конденсатор КТГ-20 из приложения 7 [1].

Характеристики КТГ-10:

Поверхность - 9 м²;

Диаметр - 408 мм;

Число труб - 99;

Габариты: длина - 1880 мм, ширина - 535 мм, высота - 760 мм;

Масса - 590 кг.

6. Трубы: ш 25х3 из стали 10 (d_вн = 0,025 м, d_н = 0,031 м)

Следовательно, поверхность теплопередачи конденсатора:

= 3,35 (м²).

Конденсация на пучках труб

Средний коэффициент теплоотдачи гладкотрубного горизонтального пучка:

 (8.6)

где n₀ - число труб, расположенных в конденсаторе непосредственно друг над другом. Приближенно , где n - общее число труб в трубном пучке конденсаторе.

, (8.7)

При конденсации пара на горизонтальной трубе l_o равен наружному диаметру трубы d_н и С=0,72. Температура конденсации - t_к=34 °С. Температура стенки трубы - t_с = 33°С сначала задаётся, а затем уточняется:

(8.8)

Величина В может быть вычислена как функция температуры конденсации хладоагента:

В = а - b·t_к, (8.9)

В = 1550 - 8,5·34 = 1839

Значения коэффициентов а и b для некоторых хладоагентов берем из таблицы 3:

Таблица 3

Коэффициенты	R717	R12	R12B1	R13B1	R22	R142	R143	R170	R290
а	822	1550	1625	1730	1880	1420	1380	1250	1450
b	1,81	8,5	6,3	7,45	10,0	1,5	2,6	8,3	2,6

Теперь можем вычислить:

=3155,5 [Вт/(м²·К/)]

=2107,5 [Вт/(м²·К/)]

Уточняем температуру стенки:

= 33,1?33 (°С ).

Теплообмен при вынужденном движении среды в трубах и каналах

Рассчитаем число Рейнольдса для определения режима течения:

= = 353423,3 (8.10)

Для расчёта коэффициента теплопередачи при турбулентном режиме движения (Re ?10 000) используется уравнение:

, (8.11)

Коэффициент ц для жидких веществ принимается равным 0,07.

Величина В рассчитывается в зависимости от средней температуры t воды:

В = 666 - 0,03·t, (8.12)

В = 666 - 0,03·(34-24)/2 = 665,9.

Значение щ принимается из таблицы 8.1 [1]:=13 м/с

Величина е_l определяется по рис. 8.1 [1] в зависимости от относительной длины трубы l/d_вн и числа Re, следовательно, е_l = 1,02.

Тогда

= 773,8 [Вт/(м²·К/)]

9. РАСЧЕТ ОХЛАДИТЕЛЯ КОНДЕНСАТА

Охладитель конденсата (ОК) предназначен для повышения температуры жидкого хладоагента перед регулирующим вентилем. Конструктивно ОК часто выполняются в виде секционных противоточных теплообменников типа «труба в трубе». По межтрубному пространству обычно проходит поток, температура которго ближе к температуре окружающей среды. Для установок большой и средней производительности в качестве ОК могут быть выбраны кожухотрубные горизонтальные и вертикальные теплообменники, требуемой поверхности охлаждения.

Выбор ОК производится согласно рассчитанной величине поверхности теплообмена:

где - среднелогарифмический температурный напор для противоточной схемы движения рабочих веществ.

Расчет коэффициентов теплоотдачи б_х и б_к, необходимых для определения коэффициента теплопередачи k ведется по формулам (8.9-8.15).

Рассчитаем число Рейнольдса для определения режима течения:

= = 353423,3 (8.10)

Для расчёта коэффициента теплопередачи при турбулентном режиме движения (Re ?10 000) используется уравнение:

, (8.11)

Коэффициент ц для жидких веществ принимается равным 0,07.

Величина В рассчитывается в зависимости от средней температуры t воды:

В = 666 - 0,03·t, (8.12)

В = 666 - 0,03·(34-24)/2 = 665,9.

Значение щ принимается из таблицы 8.1 [1]:=13 м/с

Величина е_l определяется по рис. 8.1 [1] в зависимости от относительной длины трубы l/d_вн и числа Re, следовательно, е_l = 1,02.

Тогда

= 773,8 [Вт/(м²·К/)]

Для охладителя конденсата дополнительно определяется расход охлаждающей воды:

где - нагрев воды в ОК (принимается в пределах 4…5 градусов).

Коэффициент теплоотдачи б_к определяется по формуле:

где l - длина одной трубы; z - число параллельно орошаемых труб.

[Вт/(м²·К/)].

= 56,1 (Вт/м²·К)

В качестве охладителя конденсата выбираем противоточный ОК типа ПП-6.

Характеристики ПП-6:

- поверхность охлаждения: 5,85 м²;

- число секций:1;

- число труб в секции:12;

- диаметр штуцера по хладоагенту 32 мм;

- диаметр штуцера по воде 32 мм;

- масса 565 кг.

10. РАСЧЕТ ИСПАРИТЕЛЯ

Испарители размещаются в холодильной камере в виде унифицированных секций настенных и потолочных батарей или блока оребрённых змеевиков и панелей. Необходимая поверхность теплопередачи испарителя

(10.1)

где ДT_ср = Т_охл-T₀ = 259 - 249 = 10 єС.

Расчёт коэффициента теплопередачи k ведётся по формуле (8.4). Значение б_в со стороны воздуха в камере определяется так:

, Вт/(м²·К),

где щ -- средняя скорость воздуха у поверхности батареи (для потолочных батарей щ = 0,5…0,8 м/с, для настенных - 1,0…1,6 м/с);

с -- плотность воздуха при температуре внутри камеры Т_вн , кг/м³;

о - коэффициент, учитывающий влияние снеговой «шубы» на поверхности испарителя: 0,4 exp(0,0131·Т_охл -2,79), при Т_охл ? 283 К;

1, при Т_охл > 283 К.

T_охл =259 К < 283 К, следовательно,

о =0,4· exp(0,0131·Т_охл -2,79)=0,4 exp(0,0131·259 -2,79)=0,73

= 4,3 [Вт/(м²·К/)]

Коэффициент теплоотдачи б_x со стороны кипящего хладоагента рассчитываю по формулам в пункте 10.2

По найденной поверхности теплопередачи определяется тип и число секций батарей

,

где F_С -- поверхность одной секции, выбирается по приложению 9 [1] и производится их компоновка в холодильной камере (потолок, стены).

Кипение на пучках труб

Средний коэффициент теплоотдачи при кипении фреонов на пучках труб можно рассчитать по формуле:

. (10.2)

Плотность теплового потока q_F в первом приближении определяется в зависимости от температуры кипения T_o:

q_F = A_F-B_F ·T_о, Вт/м², (10.3)

Значения коэффициентов С_о, A_F, B_F приведены в таблице 10.1 [1]:

С₀=5,67; A_F= 336·10²;B_F = 117

q_F = 33600 - 117 ·249 = 4467 (Вт/м²),

=0,47 (10.4)

где= 0,16

Значение е_п в рассчитывается так:

е_п = 9,59 - 0,03·T_o, (10.5)

е_п = 9,59 - 0,03•249 = 2,12

= 4794,9 [Вт/(м²·К/)]

(Вт/м²·К)

Необходимая поверхность теплопередачи испарителя:

= 1,1 (м²)

Выбираю испаритель ИТ-20 из приложения 9 [1].

Характеристика ИТ-20:

площадь наружной поверхности - 22,4 м²;

диаметр обечайки - 377 мм;

длина аппарата - 3600 мм;

количество труб - 128 шт;

вместимость труб - 0,049 м³;

вместимость межтрубного пространства - 0,181 м³;

масса - 1313 кг.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения семестрового задания мной была рассчитана холодильная установка, и было выбрано:

1. хладоагент R12 (фреон - CCl₂F₂);

2. компрессор ПБ10;

3. конденсатор КТГ-10;

4. охладитель конденсата ПП-6;

5. испаритель ИТ-20.

Все выбранные составляющие ХЛУ удовлетворяют требуемым расчетым параметрам.

Холодопроизводительность установки составляет - 4,74 кВт.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Горбенко В.И., Юртаев М.А. Расчет одноступенчатых парожидкостных компрессионных холодильных установок: Учебное пособие по дисциплине «Теплонасосные и холодильные установки». - Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2006 - 63 с.

2 Установки для трансформации тепла и охлаждения: Сборник задач: Учеб.пособие для вузов. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 200 с.

3 Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения: Учеб. Пособие для вузов. - 2-е изд., перераб. - М.: Энергоиздат, 1981. - 320 с.

Размещено на Allbest.ru