3.1.8.Теоретическая, индикаторная и эффективная мощности компрессоров

— теоретическая мощность компрессора низкой ступени

— теоретическая мощность компрессора высокой ступени

— индикаторная мощность компрессора низкой ступени

— индикаторная мощность компрессора высокой ступени

где η_i индикаторный КПД (см. расчет ниже)

Мощность, затрачиваемая на трение

— в компрессоре низкой ступени

— в компрессоре высокой ступени

Эффективные мощности

– компрессора низкой ступени

– компрессора высокой ступени

3.1.9. Индикаторные, механические и эффективные кпд ступеней

– индикаторный КПД компрессора низкой ступени

– индикаторный КПД компрессора высокой с

тупени

– механический КПД компрессора низкой ступени

– механический КПД компрессора высокой ступени

— эффективный КПД компрессоров

– низкой ступени

– высокой ступени

— электрический КПД компрессоров

– низкой ступени

– высокой ступени

3.1.10. Подбор по каталогу компрессоров

Подбор компрессоров для низкой и высокой ступеней осуществляем по справочным данным в зависимости от выше рассчитанных значений, так называемых «часовых объёмов компрессоров». Например, используя табл. 9.1. стр.205 [1] и рассчитанный выше часовой объём компрессора низкой ступени (V_h=0,092 м³/с) выбираем два компрессора марки ПБ-80 производительностью 0,0575 м³/с каждый. Тип компрессора V,БС. Число цилиндров – 8, диаметр цилиндра – 76 мм, ход поршня – 66 мм,

Холодопроизводительность 85 кВ; потребляемая мощность 28кВТ. В условии домашнего задания задана холодопроизводительность 72 кВт, а рассчитанная потребляемая эффективная мощность приводного электродвигателя КНД равна 18,78 кВт. Следовательно, выбранный компрессор имеет запас по всем показателям.

Аналогично рассуждая, подбираем компрессор для высокой ступени холодильной установки — устанавливаем один компрессор той же марки, что и для низкой ступени. Значение расчётного часового объёма компрессора высокой ступени V_h = 0,04268 м³/с, см. выше.

Наконец, устанавливаем один резервный компрессор той же марки, что и рабочие компрессора низкой и высокой ступеней установки. Кстати, следует стремиться к тому, чтобы на судне все компрессора холодильной установки были одного типоразмера, это существенно повышает и взаимозаменяемость и ремонтопригодность.

3.2. Тепловой расчет конденсатора судовой холодильной установки

Тепловой расчет проточных конденсаторов осуществляется исходя из уравнения теплопередачи

,

где Q_k – тепловая нагрузка на конденсатор, кВт;

k – коэффициент теплопередачи, кВт/(м²K);

F_к – теплопередающая поверхность конденсатора, м²;

– температурный напор (среднелогарифмическая разность температур между конденсирующимся хладагентом и окружающей средой (забортной водой)).

Определяем

— тепловую нагрузку на конденсатор

где Q₀ – холодопроизводительность установки, кВт;

N_т , N_i – теоретическая и индикаторная мощности КНД и КВД, кВт;

η_i – индикаторные КПД соответствующих компрессоров.

Примечание. При длинных коммуникациях между компрессором и конденсатором надо учитывать отвод теплоты от сжатых паров хладагента в окружающую среду, который составляет 15…20% от Q_0. Если этот отвод теплоты не учитывается, то расчетная поверхность конденсатора получается завышенной, то есть с запасом.

—объёмный расход воды через конденсатор

где С_р,з.в. – теплоёмкость забортной воды, обычно равна 4,2 кДж/(кг·К);

ρ_з.в. = 1025 кг/м³ – плотность забортной воды;

Δt = (2–3)ºC – нагрев забортной воды в конденсаторе (принимается);

Z – количество устанавливаемых конденсаторов (одновременно работающих при полной холодопроизводительности установки) не менее двух.

— число труб в одном ходу воды в конденсаторе

где w = (1–2) м/c – скорость воды в трубках конденсатора (принимается в зависимости от материала трубок);

d_вн = 15·10^-3 м – внутренний диаметр трубок конденсатора (принимается из стандартного ряда трубок, выпускаемых промышленностью из соответствующего материала).

Округляем рассчитанное количество трубок в одном ходу конденсатора до 20 штук. Тогда

— действительная скорость воды в конденсаторе

Если пренебречь термическим сопротивление теплопроводности со стороны стенок трубок конденсатора, а это вполне оправдано ввиду их малой толщины и большого коэффициента теплопроводности материала, из которого они изготавливаются, то должно выполняться равенство тепловых потоков теплоотдачи от конденсирующегося хладагента к стенке трубки и от стенки к охлаждающей воде. В соответствующие уравнения теплоотдачи входят неизвестная температура стенки трубки и соответствующие коэффициенты теплоотдачи, зависящие от многих факторов, в том числе и от этой температуры. Поэтому равенство этих тепловых потоков может иметь место только при определенном значении температуры стенки. Поскольку это нелинейная система уравнений, то её можно решить либо методом итераций, либо графическим решением соответствующих уравнений.

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося хладагента к стенке трубок конденсатора, рассчитывается из соотношения

(1)

где

λ — коэффициент теплопроводности конденсата хладагента, кВт/(м·К),

r=h^'' – h' — теплота парообразования, кДж/кг,

ρ — плотность конденсата, кг/м³

d — наружный диаметр трубок конденсатора, м

ν — коэффициент кинематической вязкости конденсата, м²/с,

g — ускорение свободного падения, принимается равным 9,81 м/с²

Поскольку в это уравнение входит неизвестная температура стенки t_ст, от которой зависят вышеперечисленные теплофизические свойства хладагента, входящие в это уравнение, то задаёмся тремя значениями t_ст (через три точки можно достаточно определённо провести кривую второго порядка). Очевидно, что температура стенки трубки конденсатора всегда ниже температуры конденсации (t_к = 34°C) и выше температуры забортной воды (t_з/в = 27°C), то есть значение t_ст всегда находится между этими температурами. Тогда в рассматриваемом случае задаёмся следующими промежуточными значениями t_ст — 32, 30 и 28°C.

По формуле (1) рассчитываем соответствующие значения ά.

— при температуре 32°C

где значения теплофизических свойств конденсата хладагента, входящие в это уравнение, определены методом интерполяции табличных данных [4], Приложение 3, табл.П.3.1., стр.569 и табл.П.4.5., стр.582:

λ' = 0,2·(0,07924 – 0,08360) + 0,08360 = 0,08273, Вт/(м·К) ν' = 0,2·(0,12 – 0,129) + 0,129 = 0,1272·10-6, м2/с ρ' = 0,2·(1133,0 – 1175,0) + 1175,0 = 1166,6, кг/м3

— при температуре 30°C

где

λ' = 0,08360, Вт/(м·К) ν' = 1,129·10-6, м2/с ρ' = 1175,0, кг/м3

взяты прямо (без интерполяции) из соответствующих таблиц при температуре 30°C

— при температуре 28°C

где

λ' = 0,8·(0,0836 – 0,08797) + 0,08797 = 0,08447, Вт/(м·К) ν' = 0,8·(0,129– 0,139) + 0,139 = 0,131·10-6, м2/с ρ' = 0,8·(1175,0 – 1214,0) + 1214,0 = 11828,6, кг/м3

определены методом интерполяции соответствующих табличных данных для температуры 28°C

Рассчитываем коэффициент теплоотдачи ά_w от внутренней поверхности трубки конденсатора к охлаждающей воде из эмпирического соотношения

где коэффициент А рассчитывается для средней температуры забортной воды из соотношения:

А = 1,384 + 0,02484·(t з.в. – 0,00157·tз.в) = 1,384 + 0,02484·(28 – 0,00157·28) = 2,024.

Тепловые потоки от конденсирующегося пара к наружной поверхности трубки

– при температуре стенки 32°C

– при температуре стенки 30°C

– при температуре стенки 28°C

Тепловые потоки от внутренней поверхности трубки к охлаждающей воде

где t_w – температура охлаждающей воды на входе в конденсатор.

– при температуре стенки 32°C

– при температуре стенки 30°C

– при температуре стенки 28°C

На листе миллиметровки А4 строим рассчитанные функциональные зависимости (кривые) q_н= f(t_ст) и q_w= f1(t_ст). Точка пересечения этих кривых (рис.3.2) является решением этих нелинейно связанных зависимостей, определяющим температуру стенки t_ст и плотность теплового потока, передаваемую через единичную поверхность конденсатора q_к =8,25 кВт/м². Зная q_к, рассчитываем наружную поверхность трубок конденсатора

где ή_к— коэффициент запаса, учитывающий возможную временную заглушку неисправных трубок конденсатора в рейсе при эксплуатации судовой холодильной установки.

По рассчитанной наружной поверхности F= 15,5 м² и данным [1] (табл. 10.2, стр. 255) либо соответствующему приложению настоящего пособия выбираем конденсатор марки SK6-8,5/8'' F45.

— наружная поверхность выбранного конденсатора 16,5 м³

— удельная тепловая нагрузка q_к — 9,37 кВт/м²

— длина трубок конденсатора — 2500 мм.

Кроме двух рассчитанных (постоянно работающих) конденсаторов, устанавливаем один резервный конденсатор этой же марки.

Несколько завышенные характеристики выбранного конденсатора компенсируют не учет влияния пучка труб на процесс теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности пучка труб, так как в приведенных расчетах мы ограничились расчетом коэффициента теплоотдачи к одиночной трубе, в то время как пленка конденсата, стекающая с верхних рядов, обволакивает (экранирует) ниже расположенные трубки, то есть ухудшает условия теплоотдачи.

Рис. 3.2. Решение уравнений q_н= f(t_ст) и q_w= f(t_ст) графическим методом с целью определения t_ст и q_к

В аммиачных конденсаторах термические сопротивления со стороны хладагента и воды соизмеримы, а в фреоновых главное термическое сопротивление теплоотдачи имеет место со стороны конденсирующегося пара, поэтому трубки фреоновых конденсаторов снаружи оребряют (обычно накаткой). Коэффициент теплоотдачи от внутренних поверхностей трубок к воде, рассчитывается по выше использованной формуле

άw = A·w0,8/d0,2вн,

где коэффициент А рассчитывается по формуле

А=1,384 + 0,02484·(t – 0,00157·t2),

справедливой в интервале 0–100°C при средней температуры воды, прокачиваемой через конденсатор.

В аммиачных конденсаторах учитывают влияние слоя масла на коэффициент теплопередачи: обычно _м = 0,05…0,06 мм, а коэффициент теплопроводности масла _м = 0,5 кДж/(м·ч К). При расчете фреоновых конденсаторов влияние масла не учитывают, так как оно находится в растворе с хладагентом.

Влияние загрязнений теплопередающей поверхности со стороны воды водяным камнем обычно учитывается при расчетах обоих типов конденсаторов. При этом толщина налета водяного камня обычно принимается 0,5 мм, а его коэффициент теплопроводности _вк = 6,3 кДж/(м·ч·К)

Наличие неконденсирующихся газов в системе хладагента уменьшает  со стороны хладагента, поэтому такие газы надо удалять. Для увеличения  со стороны воды надо повышать её скорость, что возможно при использовании трубок из медно-никелевых и других твердых сплавов (скорость увеличивается до 2 и даже 4 м/с).

При выборе судовых теплообменных аппаратов расчетную поверхность увеличивают на 10%. Число устанавливаемых конденсаторов увеличивают на единицу от расчетного значения, то есть устанавливаем резервный конденсатор.

В аммиачных конденсаторах наружное оребрение трубок не применяется, поэтому коэффициент оребрения равен отношению наружного диаметра трубы к внутреннему.

Расчет воздушных конденсаторов выполняется по аналогичной схеме.