![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Нестеров, Ю. Ф. Судовые холодильные установки учебник для институтов водного транспорта
.pdfОбычно температура слегка перегретого пара на выходе из испарителя (в точке 6) £6= ^ о + (0,5-f-l,5)°C. При изображении цикла машины в тепловой диаграмме положением точки 1 зада ются, принимая температуру пара фреона-12, всасываемого комп рессором, ^i= ^6+ (10-1-30)°С. При температурах кипения i0>0°C
Рис. 78.. Цикл |
холодильной |
машины |
с регенеративным |
теплообменником |
|
в диаграммах sT |
(а) и ip (б) |
|
|
|
|
(например, в установках для кондиционирования воздуха) |
при |
||||
нимают меньший перегрев |
пара |
Ц—i6 = (10-М5)°С, |
чтобы |
не по |
лучить слишком высокую температуру в конце сжатия (в точке 2). Затем по диаграмме ip определяют энтальпию i\ в точке 1. Далее по уравнению теплового баланса теплообменника вычисляют эн тальпию в точке 4
г4 = i3 — (ц — г6) ккал/кг (кДж/кг)
и определяют положение этой точки на нижней пограничной кри вой. После чего с диаграммы снимают температуру переохлажде ния t'u (в точке 4), получаемую в теплообменнике при охлаждении жидкого хладагента его паром. Так как теплоемкость жидкости больше теплоемкости пара, снижение температуры ее в теплооб меннике tu—t'n всегда меньше, чем повышение температуры пара
t\—U-
Дополнительное переохлаждение жидкости в теплообменнике увеличивает удельную холодопроизводительность цикла без реге нерации тепла q'o = пл. 5'-6-a-b = i6—i5r на величину Д<7о = пл. 5-5'- -b-d= is’ —k — is—it= q то (так как i5' = i 3 и is= Ц). Следовательно, холодопроизводительность возрастает как раз на количество тепла, передаваемое в теплообменнике. Таким образом, холодильное действие машины с теплообменником
q0 = Я'о +Мо — пл.Ь-6-a-d = i6 — i5 ккал/кг (кДж/кг).
Вследствие дополнительного перегревания пара работа, за трачиваемая на осуществление обычного цикла, А1'=пл. 6-2'-3-с- -5'-6 — i2' —k увеличивается на величину ДЛ/ = пл. 1-2-2'-6— (i2—ii) —
193
— (tV—г6). Значит, удельная работа, |
затрачиваемая в компрессо |
|||||
ре машины с теплообменником, |
|
|
|
|||
|
А1 = |
ЛГ + ДЛ? = пл. 1-2-3-4-С-5-6-1 = |
i2~ h |
ккал/кг (кДж/кг). |
||
|
Дальнейший тепловой расчет машины с теплообменником про |
|||||
изводится так же, как и обычной машины. |
|
|||||
|
Теоретический холодильный коэффициент цикла с регенерацией |
|||||
ег- |
Я± |
можно выразить |
через холодильный коэффициент обыч |
|||
М |
||||||
ного цикла в( = Ддl l : |
|
|
|
|
||
|
|
АГ |
|
1+ Ago |
1+ Agp |
|
|
|
Чо+ ^Чо |
|
|||
|
|
|
Чо |
Чо |
||
|
|
Al' +LAl |
Al' |
AAl |
AAl |
|
|
|
|
|
1 +Al' |
1+ Al' |
Установка теплообменника повышает экономичность работы машины лишь в том случае, когда относительное увеличение холодопроизводительности превосходит относительное приращение
затрачиваемой работы, т. е. ег> е /г тогда, когда - ^ - > 4 4 ^ . Все чле-
Чо
ны данного неравенства зависят от термодинамических свойств хладагента и от температур кипения t0 и конденсации t. Это неравенство для аммиака удовлетворяется только при срав нительно низких температурах кипения (т. е. в зоне работы двух ступенчатой машины), когда применение одноступенчатого сжа тия невыгодно. Для фреона-12 регенерация может увеличивать холодильный коэффициент и при более высоких температурах кипения (в зоне работы одноступенчатой машины), в связи с чем все машины, работающие на фреоне-12, снабжают теплообменни ками. В машинах, работающих на фреоне-22, регенерация прак тически не влияет на теоретический холодильный коэффициент.
Однако решающее значение имеют не термодинамические, а практические преимущества машин с теплообменником, так как перегревание пара перед всасыванием улучшает действительные процессы компрессора и увеличивает все коэффициенты, характе ризующие его работу. Действительные процессы в компрессоре улучшаются особенно сильно при работе машин на хладагентах, взаимно растворяющихся с маслом, т. е. на фреонах. В теплооб меннике происходит выкипание фреона из маслофреонового раст вора, уносимого вместе с паром из испарителя, ев результате чего масло возвращается в компрессор с минимальным содержанием фреона. Если бы испарение хладагента из капель масла осуще ствлялось не в теплообменнике, а в компрессоре в процессе обрат ного расширения, то это уменьшило бы действительно засасывае мый объем. При этом объемный коэффициент Яс и коэффициент подачи Я имели бы низкие значения и соответствовали бы работе компрессора влажным ходом.
Фреон-12 обладает значительной вязкостью. Вязкость перегре-
194
того пара меньше, чем сухого насыщенного. Поэтому перегрева ние пара перед всасыванием увеличивает также коэффициент дросселирования Ядр и индикаторный к. п. д. ц,-.
Тепловая нагрузка на теплообменник
Q t o = Что О а ккал/ч |
(кВт). |
Зная нагрузку Qto, м о ж н о рассчитать |
теплопередающую по |
верхность теплообменника ^ = ~~^~т1то, для чего предварительно определяют коэффициент теплопередачи k и среднюю лога
рифмическую |
разность |
температур |
т. |
Коэффициент запаса |
поверхности |
г)то = 1,3. |
Обычно |
/г = |
100-М 60 ккал/м-ч-°С = |
=120-М 85 Вт/м2-°С.
§37. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ
ВКАЧЕСТВЕ ТЕПЛОВОГО НАСОСА
Машину, работающую по обратному циклу, но предназначен ную для отопления помещений, называют тепловым насосом.
Изобразим обратные циклы Карно для холодильной и тепло насосной машин в диаграмме sT (рис. 79). При этом примем, что Т= Т'о— Тв, где Т — температура конденсации для холодильного
цикла; Т'0 — температура кипения |
для теплонасосного цикла; |
Тв — температура окружающей среды |
(забортной воды). Теплона |
сосный цикл Г-2'-3'-4' отличается от холодильного 1-2-3-4 лишь тем, что он выполняется в интервале температур, лежащем выше температуры окружающей среды. Забортная вода в холодильной машине служит приемником тепла Q, а в тепловом насосе — источником тепла Q'0.
Таким образом, тепловой насос отбирает тепло Q'0 от окружаю щей среды и переносит его вместе с эквивалентом AL' затрачивае мой на машину работы в помещение с более высокой температу рой.
Степень термодинамического совершенства теплонасосного цикла оценивают отопительным коэффициентом ц, представляю щим собой отношение количества выработанного тепла Q' к за траченной работе AL', т. е.
Q |
Qo + A L ' |
A L ' |
e' + l. |
A L ' |
Этот коэффициент всегда на еди ницу больше холодильного коэф фициента е'. Применительно к об ратному циклу Карно
Т '
|Ак ~ Т'—т'0 ’
где V — температура конденса ции для теплонасосного цикла.
Рис. 79. Обратные циклы Карно в диаграмме sT
.195
Из последнего выражения следует, что для повышения эконо мичности работы теплового насоса надо увеличивать температуру
Т'о источника тепла низкого потенциала. Поэтому |
на |
судах в ка |
||||||
честве такого источника целесообразно использовать |
уже |
подо |
||||||
гретую |
воду из систем охлаждения энергетических установок. |
|||||||
|
|
|
Тепловой насос, бесспорно, вы |
|||||
|
|
|
годен при работе его на бросовой |
|||||
|
|
|
или дешевой энергии AL'. |
Холо |
||||
|
|
|
дильную машину особенно |
целе |
||||
|
|
|
сообразно применять |
в качестве |
||||
|
|
|
теплового насоса в системах кон |
|||||
|
|
|
диционирования |
|
воздуха,которые |
|||
|
|
|
летом охлаждают воздух судовых |
|||||
|
|
|
помещений, а |
зимой нагревают |
||||
|
|
|
его. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Стоимость тепла, полученного в |
|||||
|
|
|
тепловом насосе, |
приблизительно |
||||
Рис. 80. Схема холодильно-теплона- |
в 2—4 раза ниже стоимости элек |
|||||||
троподогрева воздуха, применяе |
||||||||
сосной |
машины с |
непосредственной |
||||||
системой охлаждения или отопления |
мого чаще всего |
в |
автономных, |
|||||
помещения П |
|
местных, а иногда и в централь |
||||||
Еще |
более |
|
ных кондиционерах. |
1"-2"-3"-4", |
||||
выгоден теплофикационный |
цикл |
позволяющий одновременно получать и холод, и тепло. Теплофи кационная машина забирает тепло Q"0 не у забортной воды, а из
охлаждаемых помещений. |
Общую эффективность |
такой машины |
|
оценивают теплофикационным коэффициентом |
|
||
ср = |
<?o + Q" |
Q0+ { Q 0+ A L ") |
1. |
_---------- = ----------------- - = 2е + |
|||
т |
AL" |
AL" |
|
Схема холодильно-теплонасосной машины при непосредственной системе охлаждения и отопления помещений показана на рис. 80. Для того чтобы одноступенчатую паровую компрессорную машину заставить работать как тепловой насос, необходимо проложить дополнительные трубопроводы с арматурой, установить дополни тельный регулирующий клапан РК2, увеличить поверхность тепло обменных аппаратов и изменить направление движения хладаген та; при этом конденсатор, через который прокачивается забортная вода, превратится в испаритель, а испаритель, устанавливаемый непосредственно в помещении, — в конденсатор.
Рассмотрим работу холодильной машины, используемой в ка честве теплового насоса, когда клапаны-? и 4 открыты, а 1 и 2 за крыты. В этом случае хладагент кипит в конденсаторе-испарителе КД-И, отнимая теплоту парообразования, необходимую для кипе ния, от забортной воды, проходящей через конденсатор. Образую щийся пар отсасывается из конденсатора компрессором КМ через клапан 4. После сжатия в компрессоре пар направляется в испари тель-конденсатор И-КД через клапан 3. В испарителе И-КД, уста новленном непосредственно в обслуживаемом помещении П, хлад
196
агент охлаждается воздухом помещения и конденсируется, отдавая воздуху теплоту конденсации и подогревая его. Из испарителя И-КД жидкий хладагент возвращается в конденсатор КД-И через регулирующий клапан РК2. В рассматриваемой схеме направление движения хладагента через аппараты (но не через компрессор) из меняется на обратное, по этой причине меняется и назначение ап паратов.
На некоторых судах, например на отечественном теплоходе на подводных крыльях «Мир-П» [10], использование холодильной машины в качестве теплового насоса является единственно воз можным вариантом, позволяющим обеспечить круглогодичное кон диционирование воздуха при заданных весах (массах), габаритах
имощностях.
Вкачестве тепловых насосов можно применять не только ком прессорные холодильные машины, но и другие машины (абсорбци онные, эжекторные, а также термоэлектрические охлаждающие устройства).
Гла в а VI. ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ ОСНОВНЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ АППАРАТОВ
§ 38. РАСЧЕТ КОЖУХОТРУБНОГО ИСПАРИТЕЛЯ
Целью тепловых расчетов холодильных аппаратов является определение поверхности теплообмена F м2 и ее компоновка или выбор аппарата по поверх ности F из числа выпускаемых промышленностью.
Схема многоходового кожухотрубного испарителя показана на рис. 81. В испарителе жидкий хладагент кипит, а образующийся при этом пар незначи тельно перегревается. Теплота парообразования, необходимая для кипения, а также тепло для перегревания образующегося пара берутся от рассола, про ходящего внутри трубок. Вследствие этого рассол охлаждается.
При расчете испарителя известны: род хладагента, вид рассола, тепловая нагрузка на испаритель (холодопроизводительность машины) Q0 ккал/ч, темпе ратура кипения хладагента t0 и температура слегка перегретого пара на выхо де из испарителя t x °С.
В качестве промежуточного теплоносителя наиболее часто используют рассол приготовляемый из хлористого кальция СаС12. Концентрацию рассола принимают
такой, чтобы его температура замерзания t 3ам оказалась на 8°С ниже |
температуры |
|
кипения t о, т. е. t 33w — t p — 8°С. |
Концентрацию рассола назначают |
в зависимости |
от температуры замерзания t 3aм. |
|
|
Температуру теплоносителя на выходе из испарителя tp2 принимают на (4ч-6)°С |
||
выше температуры кипения, т. е. |
tp2 = to + (4-:-6) °С. В охлаждаемом помещении |
рассол нагревается (а в испарителе охлаждается) на величину t p i — /р2 = (2^3) °С. Следовательно, температура рассола на входе в испаритель ^pi=^p2+ (2-r-3) °С. Сред
няя его температура tp = - у (tp \ + /Р2).
В соответствии с принятой концентрацией и средней температурой tp выбирают
физические параметры рассола, необходимые для дальнейшего расчета: удельные
197
Основные характеристики
|
|
|
|
|
Коэффициент теплопе |
Удельная тепловая на |
Средняя |
||
|
|
|
|
|
редачи |
отнесенный |
грузка qF |
разность |
|
Тип аппарата |
|
к наружной поверхнос |
между тем |
||||||
|
ти трубок (без ребер) |
|
|
пературами |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
сред, обме |
|
|
|
|
|
ккал |
Вт/м2*°С |
ккал/м2-ч |
Вт/м2 |
нивающих |
|
|
|
|
|
ся теплом, |
||||
|
|
|
|
|
м3*ч*°С |
|
|
|
At, °С |
Аммиачные кожухотрубные ис |
300—450 |
350—500 |
1800— |
2000— |
|
||||
парители |
|
|
|
|
|
|
—2500 |
—3000 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5 - 6 |
Фреоновые |
кожухотрубные |
и 350—1000 400—1200 |
2000— |
2500— |
|
||||
кожухозмеевиковые |
испарители |
|
|
—6500 |
—7500 |
|
|||
с накатными трубками |
|
|
|
|
|
|
|||
Аммиачные |
кожухотрубные |
|
350—800 |
400—950 |
2000- |
2500— |
|
||
конденсаторы с гладкими труб |
|
|
—4000 |
—5000 |
|
||||
ками |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6—12 |
Фреоновые кожухотрубные |
и 600—1200 700—1400 |
4500— |
5000— |
|
|||||
кожухозмеевиковые |
конденсато |
|
|
—7000 |
—8000 |
|
|||
ры с накатными трубками |
|
|
|
|
|
|
|||
Ребристые |
поперечноточные |
100—300 |
120—350 |
6000— |
7000— |
8—12 |
|||
воздухоохладители |
|
непосредст |
|
|
—12000 |
—14 000 |
|
||
венного испарения |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Гладкотрубные |
рассольные |
|
20—35 |
25—40 |
1000— |
1200— |
5 - 1 0 |
||
(или водяные) воздухоохладите |
|
|
-4 0 0 0 |
—5000 |
|
||||
ли |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ребристые |
испарительные |
и |
25—40 |
3 0 -4 5 |
200—600 |
250—700 |
8—15 |
||
рассольные охлаждающие бата |
|
|
|
|
|
||||
реи |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Гладкотрубные рассольные ох |
6—11 |
7—13 |
5 0 -100 |
60—115 |
6—12 |
||||
лаждающие батареи |
|
|
|
|
|
|
|
||
Регенеративные |
гладкотруб,- |
|
100—160 |
120—185 |
2000— |
2500— |
20—30 |
||
ные теплообменники |
|
|
|
|
—5000 |
—6000 |
|
холодильных аппаратов |
|
|
|
Таблица 9 |
|||||||
Толщинастенки трубокмм |
ходовЧислоп |
трубокЧисло ходеодном |
реберТип |
|
|||||||
|
|
|
|
Скоростьсреды в |
междутрубном пространстве w |
Наружныйдиа трубокметр d , мм Внутреннийдиа трубокметр мм |
|
||||
Скорость |
|
|
|
|
|
в |
Длина теп |
Коэффици |
|||
|
|
|
|
|
2 |
||||||
жидкости в |
|
' с / |
|
|
|
|
лообменных |
ент оребре- |
|||
трубках |
|
|
|
|
|
трубок /, м |
ния (3 |
||||
W |
вн |
, |
м/с |
|
м |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
нар, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
— |
— |
0 , 5 — 2 , 0 |
|
|
1 6 — 2 5 1 2 - 2 0 2 — 3 |
4 - 1 2 |
3 — 2 0 1 , 5 - 3 , 5 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Накат |
3 , 5 — 3 , 7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ные |
|
— —
0 , 5 - 2 , 5 |
1 6 — 3 8 1 2 — 3 2 2 — 3 2 - 1 2 3 - 2 0 1 , 0 — 3 , 0 |
Накат 3 , 2 5 —
ные — 3 , 8 0
0 , 1 — 1 , 2 5 3 - 8 1 0 — 2 0 8 - 1 6 1 — 2 |
1 0 — 2 0 |
0 , 5 — 2 , 5 5 — 1 5 1 6 — 2 5 1 2 — 2 0 2 — 3 |
— |
— • |
0 , 1 — 1 , 0 |
1 0 — 4 8 8 — 4 0 1 — 4 |
5 — 1 0 |
0 , 4 - 1 , 0 |
3 2 — 4 8 2 7 — 4 0 2 , 5 - 4 |
— |
— |
0 , 8 — 1 , 2 |
5 — 6 |
|
|
198 |
199 |
|
веса 7р кг/м3 и т15 кг/л |
при температурах t р и |
+15°С , теплоемкость с0 при О °С |
|
ккал/кг-°С, динамический коэффициент вязкости |
р.р кг-с/м2 и коэффициент тепло |
||
проводности Ар ккал/м-ч-°С. Теплоемкость раствора СаСЬ при температуре |
вы |
||
числяют по формуле (справедливой при —40 °С ^ |
/р ^ +30 °С и 1,03 ^ -у is sg 1,37) |
||
ср = с0 + |
0,0019^р (V -/и — 1 — 0,409) ккал/кг- °С. |
|
|
Количество рассола, |
проходящее в час через испаритель, |
|
01 - кг'" ’
Объем циркулирующего теплоносителя, определяющий производительность рассольного насоса,
Ир = ------м3/ч.
1р
Необходимый напор рассольного насоса, определяемый гидравлическим рас четом рассольных трубопроводов и испарителя, обычно не превышает 25—30 м вод. ст.
111
Рис. 81. Схема кожухотрубного ис парителя:
|
|
1 —• отепленный рассол; |
2 — |
охлажден |
|||||
|
|
ный рассол; |
3 — |
парожидкостная смесь |
|||||
|
|
от регулирующего клапана1. 4 |
— |
уровень |
|||||
|
|
жидкого |
хладагента |
(приблизительно |
0,8 |
||||
|
|
диаметра |
корпуса); |
5 — |
пар |
хладагента |
|||
|
|
к компрессору |
|
|
|
|
|
||
Тепловой расчет испарителя производят путем последовательных прибли |
|||||||||
жений, так как в формулу для определения коэффициента теплоотдачи |
а а |
от |
|||||||
стенок трубок |
к |
кипящему хладагенту входит |
удельная |
тепловая |
нагрузка |
||||
qF ккал/м2-ч, |
неизвестная в начале расчета. Поэтому |
в начале расчета |
прихо |
||||||
дится задаваться |
значением q F на основании опытных |
данных |
(табл. |
9), |
а |
в конце расчета проверять его.
Задавшись удельной тепловой нагрузкой, qFl определяем общую теплопере
дающую поверхность Трубок
Qo
F = Чр Т)и м2
где г}„— коэффициент запаса поверхности, равный 1,05— 1,10.
Вычислив F, руководствуясь табл. 9 и сортаментом на трубки, выбирают основные конструктивные характеристики испарителя: наружный d H и внутрен
ний d B диаметры трубок, м, |
число ходов п |
(которое |
должно быть |
четным), |
||||
число трубок в одном ходе |
2 и длину отдельной |
трубки I. Величины |
d„, I, п |
|||||
и г связаны между собой выражением |
|
|
|
|
|
|
||
|
F |
= nd-цIn z |
м2. |
|
|
|
|
|
Отсюда длина отдельной трубки |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
|
^ = |
itdHnz |
м‘ |
|
|
|
||
Изменяя число ходов п, |
а также |
величины |
г |
и d B, |
можно легко |
получить |
||
желаемую длину отдельной |
трубки |
/ = |
1,5-7-3,0 |
м. |
|
|
|
2 0 0
Величины d B и г связаны между собой также уравнением расхода для рас
сола
|
|
Вр=г .sdi |
аг>р 3600 м3/ч, |
|
|
|
|
|
|||
где w p — |
скорость рассола в трубках, м/с. |
|
|
|
|
|
|
||||
Лучше задаваться числом трубок |
в одном ходе z и |
из уравнения |
расхода |
||||||||
проверять скорость |
|
|
4V _ |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
w„ — . |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
м/с. |
|
|
|
|
|
||||
|
|
р |
3600 zizdl |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
По данным испытаний, wp = 0,5-^2,0 м/с (см. табл. 9). |
Чтобы уменьшить или |
||||||||||
увеличить скорость рассола щ , |
надо |
произвести |
конструктивную перекомпоновку |
||||||||
испарителя, |
изменив количество |
трубок в одном |
ходе г |
и их диаметры d B и d H. |
|||||||
При этом |
приходится соответственно |
менять длину трубок |
I или число ходов п. |
||||||||
Можно |
также изменять количество циркулирующего рассола |
Рр, задаваясь другой |
|||||||||
разностью температур tp x— tp2. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
После конструктивного оформления кожухотрубного |
испарителя |
приступа |
|||||||||
ют к определению коэффициентов теплоотдачи со стороны |
рассола |
а р |
и |
хлад |
|||||||
агента |
da. |
|
|
|
|
|
жидкости |
(не |
|
изменя |
|
Для вынужденного турбулентного движения любой |
|
||||||||||
ющей своего агрегатного состояния) |
внутри труб с любой формой сечения ко |
||||||||||
эффициент теплоотдачи определяют |
из критериального уравнения теплообмена, |
||||||||||
справедливого при РгСр = 0,7^-2500 и -^—>50: |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
“в |
|
|
|
|
|
|
|
|
Nucp= |
0,023 ф Re0^8 Рг° ’4 , |
|
|
|
|
(52) |
|||
где Nucp, Recp и Ргср— критерии |
Нуссельта, Рейнольдса |
и Прандтля, отнесенные |
|||||||||
|
|
к средней температуре жидкости; |
|
|
|
|
|
||||
|
|
ф — поправочный |
коэффициент для переходного режима при |
||||||||
|
|
2200 < |
Recp< 10 000 (при |
Recp>10 000 коэффициент ф =1). |
|||||||
Критерий Нуссельта Nucp = |
ар d B |
Критерии Рейнольдса |
Recp = |
Wp d B |
Кине |
||||||
-yjp. |
Vp |
-. |
|||||||||
матический коэффициент вязкости мР = |
р.р/рр м2/с. Плотность рассола рр = |
урlg кгх |
|||||||||
Хс2/м4, где g — ускорение свободного падения равное 9,81 |
м/с2. Критерий Прандт- |
||||||||||
|
|
vp |
|
|
|
|
Хр |
|
ХР |
|
ля Ргср = |
— . |
Коэффициент температуропроводности flp= срд>м214= сР ур 3600 м21с• |
||||||
Раскрывая |
критерии |
подобия и |
решая уравнение |
(52) относительно |
коэф |
|||
фициента теплоотдачи ар от рассола к стенкам трубок, |
получаем: |
|
||||||
|
|
«„=0,023 ф |
An[w n d |
\°>8 f V |
\0,4 |
|
||
|
|
- 2 —1 |
; U |
p ) |
|
|||
|
|
р |
|
*в { vp |
|
|||
Подставляя |
в последнее выражение приведенные зависимости для величин vp, |
|||||||
рр и ар, |
находим: |
|
|
|
|
|
|
|
|
а =0,023 Ф |
( wPds |
0,8 |
3600 |
\0,4 |
|
||
|
|
-------- |
|
ккал/м2-ч- °C. |
|
|||
|
|
dA |
Fn S |
|
|
|
|
|
Для расчетов полученную формулу можно упростить, записав ее в |
таком |
|||||||
виде: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
^р’8 |
|
|
|
(53) |
|
|
|
|
ккал/м2-ч-°С, |
|
|||
где Вр = |
0,023-36000’4 |
Т°'8( ^ ) |
0,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
201
Коэффициент В Р, зависящий исключительно от физических свойств с реды, можно
вычислить, если известны величины Хр, тр, ср и рр. Однако проще выбирать его по табл. 10 в зависимости от средней температуры рассола tp и 715.
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 10 |
|
Значения коэффициента Вр для водных растворов СаСЬ |
||||||
Удельный вес yI5, к г / л , |
при + 15°С |
|
Средняя температура рассола / |
, °с |
||
0 |
-10 |
-20 |
-30 |
|||
|
|
|||||
1,13 |
|
1063 |
857 |
|
_ |
|
|
598 |
--- |
||||
1,20 |
|
913 |
754 |
|||
1,25 |
|
804 |
655 |
534 |
454 |
|
1,286 |
|
725 |
587 |
480 |
394 |
|
|
|
|
Поправочный |
коэффициент ф |
для |
переход |
|||||||
|
|
Т а б л и ц а 11 |
ного |
режима |
при |
Яеср< 1 0 000 приведен |
в |
|||||||
Значения ф |
|
табл. |
1 1 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
При |
< 5 0 |
коэффициент теплоотдачи |
ар |
||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||
Ее ср |
|
Reср |
|
|
“ |
В |
|
|
|
|
|
|
|
|
Ф |
Ф |
умножают |
на |
добавочный |
поправочный множи |
|||||||||
|
|
|
|
тель, который больше единицы. |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
Коэффициент |
теплоотдачи |
а а |
от стенок тру |
|||||||
2500 |
0,44 |
6000 |
0,94 |
бок к |
хладагенту, |
кипящему |
в большом объеме в |
|||||||
условиях свободной конвекции, |
|
|
|
|||||||||||
3000 |
0,60 |
7000 |
0,98 |
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
4000 |
0,78 |
8000 |
0,995 |
|
|
|
= |
A q np ккал/м2-ч-°С. |
|
|
||||
5000 |
0,87 |
10000 |
1.0 |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
Для аммиака в области температур |
кипения (0 |
|||||||||
|
|
|
|
от —40 до 0°С коэффициента А = |
4,2(1+0,007^), |
|||||||||
|
|
|
|
показатель |
степени |
п = 0,7; |
для |
фреона-12 |
в |
|||||
области температур от —40 до 10°С А = |
5. п = |
0,6. По опытным данным, коэф |
||||||||||||
фициент теплоотдачи |
а а для |
кипящего фреона-22 приблизительно |
на 20% боль |
|||||||||||
ше, чем для фреона-12. Поэтому для |
фреона-22 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
аа = 1,2-5<#6 = |
6?°'6 . |
|
|
|
|
|
|
|||
При |
вычислении коэффициента теплопередачи k |
для |
всех холодильных |
ап |
паратов надо учитывать термические сопротивления теплопроводности загряз нений и осадков на поверхностях трубок (табл. 12), так как они могут умень шить коэффициент k в 2—2,5 раза. Влияние загрязнений тем больше, чем вы ше значения коэффициентов теплоотдачи а. В аммиачных испарителях и кон
денсаторах следует учитывать термическое сопротивление слоя |
масла (Дм = |
|
— 4м |
оседающего на наружной поверхности трубок. Сопротивление масляно- |
|
го слоя |
во фреоновых аппаратах не учитывают, так как масло |
растворяется |
во фреоне. Аммиак разъедает медь и ее сплавы. Поэтому в аммиачных аппа ратах применяют стальные бесшовные трубки, которые могут покрываться сло ями ржавчины (с сопротивлением Држ). Со стороны рассола в испарителях и со стороны воды в конденсаторах над слоем ржавчины образуется твердый соле вой осадок, интенсивность выпадения которого зависит от количества и рода солей, растворенных в рассоле или воде. Поэтому нужно учитывать еще тер
мические сопротивления |
осадка со стороны рассола R p в испарителях и водя |
ного камня (?В.К==^£Л |
в конденсаторах. |
4в. |
|
202
Т а б л и ц а 12
Термические сопротивления загрязнений и осадков в холодильных аппаратах
Загрязнения и осадки |
Толщина слоя |
Коэффициент |
Термическое |
сопротивле- |
|||
теплопровод |
D |
|
8 з |
|
|||
|
8 |
, мм |
ности А , |
ние слоя R |
з |
= — — |
|
|
3 |
|
3 |
|
Л |
> |
|
|
|
|
ккал/м*ч<0С |
|
|
3 |
|
|
|
|
мг-ч.°С/ккал |
|
|||
|
|
|
|
|
Смазочное м асло......................... |
0,05—0,08 |
0,12 |
Осадок со стороны рассола . . |
— |
0,6 |
Водяной камень ......................... |
0,5 |
1,5 |
Ржавчина (на стальных трубках) |
— |
— |
К р а ск а ................................................................................. |
0,1 |
0,2 |
Снеговая шуба (иней) . . . . |
2—10 |
0,1—0,4 |
(0,4—0,7)-10_3
СО о |
О |
ГО |
|
1 |
|
(0,10—0,33)-10_3
(0 , 1 - 0 , 2) - 10~3
о СП |
о I со |
(5 -4 0 ) ■ 10_3
Коэффициент теплопередачи при загрязненных поверхностях трубок в ис парителе
1 |
_ |
^ |
&ст |
^ |
1 |
ккал/м2-ч-°С, |
|
|
|
+ Я р + ./?рж + |
+ / ? М + ~ ^ Г ~ |
|
|
|
|||
Р |
|
ст |
|
а |
|
|
|
|
где 8СТ — толщина стенки трубок, равная |
"2~(^н — d B) , u ; |
|
|
|||||
ХСт — коэффициент теплопроводности металлической стенки (для стали Хст = |
45 |
|||||||
ккал/м-ч °С). |
|
|
|
|
|
|
|
|
Сопоставление расчетного значения k |
с данными испытаний (см. |
табл. 9) |
по |
|||||
зволяет судить о правильности произведенного расчета. |
|
|
|
|||||
После определения коэффициента k вычисляют среднюю логарифмическую |
||||||||
разность температур |
т между |
|
рассолом |
и |
хладагентом. Условия |
теплообме |
на в зонах кипения и перегрева почти одинаковы, поэтому их объединяют и испаритель рассчитывают только на одну зону кипения (но включающую в се бя и зону перегрева, так как количество тепла, подводимое к перегреваемому пару и отнимаемое от охлаждаемого рассола, входит в заданную тепловую на
грузку на испаритель Q o ) . Условно принимают, что |
температура пара хладаген |
|||||
та в зоне перегрева не отличается от его |
температуры |
кипения to. Тогда сред |
||||
няя логарифмическая разность между температурами рассола и хладагента |
||||||
(7р1 ---t o ) --- (tp 2 ----^о) |
^Р1 |
tp 2 |
°c. |
|||
2 , 3 l g |
^Р1 ' |
^0 |
2 , 3 l g |
t pi — t о |
||
^р2 |
*о |
^p2 |
^0 |
|
||
В конце теплового расчета проверяют теплопередающую поверхность ис |
||||||
парителя |
|
|
|
|
|
|
|
F |
Qo |
'Пи м2 |
|
|
|
|
k% |
|
|
|
||
и его удельную тепловую нагрузку |
|
|
|
|
|
|
q F = |
— - |
у\и = |
Ы ккал/м2-ч. |
|
|
Если полученное значение qF отличается от принятого в начале расчета бо лее чем на 5%, то задаются новым значением qF, производят конструктивную
перекомпоновку испарителя и повторяют расчет. Обычно достаточно двух при ближений.
203