книги из ГПНТБ / Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с

(76)

где L — длина вертикальной трубы, м.

Уравнения (75) и (76) характеризуют теплообмен при пле­ ночной конденсации пара, когда конденсирующаяся жидкость как бы обволакивает всю поверхность теплообмена. Возможен и другой режим конденсации — капельный. В этом случае кон­ денсирующаяся жидкость оседает в виде капель только на ча­ сти поверхности теплообмена. Такой процесс обеспечивает более высокий коэффициент теплоотдачи, ио протекает при совершен­ но чистых поверхностях, поэтому при расчетах теплообменных аппаратов обычно считают режим конденсации пленочным.

Если конденсирующийся пар движется не снаружи, а внутри трубы, то процесс теплообмена протекает значительно сложнее. ЕІа теплоотдачу кроме указанных факторов оказывает влияние динамическое воздействие пара на пленку конденсата, которое, в свою очередь, зависит от соотношения и направления дейст­ вия сил тяжести и сил трения. Кроме того, при течении конден­ сирующегося пара внутри трубы возможны не только различ­ ные режимы движения пара и пленки конденсата, но и переход ламинарного течения в турбулентное и, наоборот, из-за непре­ рывного изменения скоростей движения пара и конденсата. Все это усложняет расчеты коэффициента теплоотдачи и снижает точность получаемых данных. В конденсаторах, используемых в крупных холодильных установках, схема, когда пар движется внутри трубок, обычно не применяется.

50

Что касается учета при расчетах термического сопротивления, стенки и отложений, имеющихся на ней, то обычно принимают в конденсаторах с медными трубками (хладагент фреон-12 и фреон-22) [14]

а в конденсаторах со стальными трубками (хладагент аммиак)

Пря-і работе конденсатора в какой-то части трубного пучка происходит охлаждение перегретого пара до температуры насы­ щения (сбив перегрева). Коэффициент теплоотдачи перегретого’ пара стенкам труб ниже, чем при конденсации, однако на этом участке больше разность температур охлаждаемой среды и стен­ ки. Поэтому при расчетах обычно считают, что удельный тепло­ вой поток .и в этой части трубного пучка такой же, как и в. области конденсации пара, т. е. условно считают, что коэффи­ циент теплопередачи одинаков для всего аппарата. Коэффици­ ент теплоотдачи при конденсации у фреона в несколько раз ниже, чем у аммиака, поэтому во фреоновых установках осо­ бенно важно интенсифицировать процесс теплообмена в конден­ саторе. Это достигается оребрением труб аппарата. При оребренных трубах коэффициент теплопередачи конденсатора мож­ но определять по формуле (74) или по формуле (71), в которую вместо отношения диаметров подставляется отношение соответ­ ствующих площадей поверхности труб.

В аммиачных конденсаторах обычно используют гладкие трубы, так как термическое сопротивление этого аппарата оп­ ределяется в основном коэффициентом теплоотдачи со стороны воды, и увеличение наружной поверхности труб почти не отра­ жается на величине общего коэффициента теплопередачи.

Цели теплового расчета испарителей и конденсаторов ПКХУ одинаковы. Одинаковы и общие уравнения (68), (74), описы­ вающие теплообмен в этих аппаратах, однако при расчетах испарителей основная трудность заключается в определения коэффициента теплоотдачи от поверхности, отдающей тепло ки­ пящему хладагенту. Расчет этого коэффициента затруднен тем,, что он зависит не только от физических свойств хладагента (плотности, вязкости, теплоемкости, теплопроводности), но и

* При использовании для конденсации хладагента в аппарате шахтной воды следует учитывать увеличение термического сопротивление за счет бо­ лее интенсивного образования накипи. При этом значения термического со­ противления должны быть увеличены на 0,0003—0,0004 м2-град/вт.

51

от конструкции поверхности охлаждения, режима кипения хладагента и от других факторов.

Различают два режима кипения жидкостей: пузырьковый и пленочный. Пузырьковый режим характеризуется периодиче­ ским образованием па поверхности нагрева полостей, заполнен­

ля), в настоящее время коэффициент теплоотдачи определяется

формулы, характеризующей процесс теплоотдачи в этом случае. Аналогичные выражения рекомендуются и для определения коэффициента теплоотдачи при кипении хладагента, протекаю­

Что касается определения коэффициента теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды, то здесь могут иметь место сле­

52

дующие характерные случаи: 1) охлаждаемая жидкая среда (хладоноситель) течет по трубам, омываемым снаружи кипя­ щим хладагентом; 2) охлаждаемая жидкая среда обтекает снаружи трубы, по которым течет хладагент, и 3) охлаждае­ мая газообразная среда обтекает трубы, внутри которых цир­ кулирует кипящий хладагент.

В первом случае, характерном для широко используемых кожухотрубных испарителей, коэффициент теплоотдачи опре­ деляется по выражению (79).

Во втором случае, имеющем место в вертикально-трубных испарителях, коэффициент теплоотдачи определяется из крите­ риального уравнения (9):

передвижных кондиционерах), при расчете коэффициента теп­ лоотдачи необходимо учитывать не только конвекцию и тепло­

влаговыделения. В случае, когда температура внешней поверх­ ности испарителя выше нуля [9];

ного воздуха, кдж/кг-град.

53

Если температура наружной поверхности испарителя ниже ну­ ля и на его поверхности при охлаждении влажного воздуха образуется пней (снег), то

Значения влагосодержаннй и энтальпии, входящие в уравнения (86), (87), определяют по /—d- диаграмме.

Коэффициент теплоотдачи между влажным воздухом и стенкой теплообмеиного аппа­ рата

S4

Термическое сопротивление стенок труб испарителя с уче­ том возможного их загрязнения обычно принимают:

для фреоновых аппаратов 0,0004 м2-град/вт; для аммиачных аппаратов 0,0010 м2-град/вт.

П р и м е р 4. Определить коэффициент теплопередачи и тепловую мощ­ ность конденсатора КТР-140 фреоновой (Ф-12) ПКХУ при следующих данных:

ружной поверхности труб к внутренней равно 3.6; среднее число труб в вер­ тикальном ряду 19,6; скорость движения воды по трубам 1.2 м/сек; наруж­ ный и внутренний диаметры труб равны соответственно 20 и 13,2 мм; трубы изготовлены из меди. Для питания конденсатора используется очищенная и умягченная вода.

Учитывая характеристику воды и материал, из которого изготовлены трубы конденсатора, принимаем термическое сопротивление стенки разделя­

55

и 20 мм; трубы медные оребренные, отношение площади наружной поверхно­

сти к внутренней равно 3,6; площадь наружной поверхности оребренных труб

210 м2.

Для определения коэффициента теплоотдачи рассола внутренней поверх­

Термическое сопротивление стенки труб с учетом возможного загрязне­ ния их поверхности принимаем 0,0004 м2-град/вт.

Коэффициент теплоотдачи наружной поверхности труб кипящему хлада­ генту определяем по (82), задавшись предварительно удельным тепловым

Холодильная мощность испарителя

Qx = kHFnA(c = 330 • 210 ■5 = 347 000 вт = 347 квт.

При этом удельный тепловой поток аппарата равен 1650 вт/м2 • град, т. е. практически ме отличается от принятого выше.

8. Характеристики основных элементов установки

Для обеспечения нормальной работы установки большое зна­ чение имеет правильный выбор характеристик ее основных эле­ ментов. Под характеристикой элемента холодильной установки понимают зависимость холодопроизводительиости (холодильной мощности), обеспечиваемой элементом, от температуры кипения \ или конденсации хладагента. Именно вид характеристик основ-

5 6

пых элементов определяет при работе конкретной установки в реальных условиях положение характерных точек 1, а, 2, в (см.

рис. 4, б) цикла.

Характеристика поршневого компрессора ПКХУ представ­ ляет собой зависимость холодильной мощности, обеспечиваемой этим агрегатом, от температуры испарения хладагента при по­ стоянной температуре конденсации. Холодильная мощность, обе­

qK— удельная холодопроизводителыюсть установ­ ки, кдж/кг.

Температура кипения влияет па величины X qs и щ. Сниже­ ние этой температуры приводит к соответствующему уменьше­

Положение характеристики компрессора зависит от темпе­ ратуры конденсации пара в установке. Увеличение-температуры конденсации приводит к увеличению конечного давления пара в компрессоре и степени повышения давления, т. е. в этом слу­ чае снижается коэффициент подачи и производительность ком­ прессора. Кроме того, за счет увеличения энтальпии пара перед

57

регулирующим вентилем при увеличении /к снижается удельная холодопроизводнтельность. Таким образом, увеличение темпера­ туры конденсации приводит к снижению холодопроизводптельностп, обеспечиваемой компрессором.

Характеристики турбокомпрессорных агрегатов холодильных установок такие же, как и у поршневых компрессоров, посколь­ ку изменение параметров цикла холодильной установки не за­ висит от типа компрессора.

П р и м е р 6. Построить характеристику компрессора ФУ-175/2. работаю­ щего на фреоне-12, при температуре конденсации 35° С и перегреве пара в регенеративном теплообменнике перед компрессором на 10° С. Данные ком­ прессора'. диаметры цилиндров 190 мм; ход поршня 1300 мм, число цилинд­ ров 4, скорость вращения вала 960 об/мин.

Определяем объем, описанный поршнями компрессора,

Коэффициент подачи компрессора при различной степени повышения давления рассчитывается но формулам (50), (51) и (54). Например, при тем­ пературе испарения +5° С и температуре конденсации +35° С согласноданным і — lgß-дпаграммы (см. приложение II), получаем: данленііс в испа­ рителе 3.62 бар. давление в конденсаторе 8,45 бар. Принимая коэффициент дросселирования равным единице, относительный объем вредного пространст­ ва 0,07 и показатель процесса расширения пара единице, получим

тальпия пара перед компрессором 455 кджтсг, после компрессора 583 кдж/кг.

Аналогично определяется холодильная мощность, обеспечи­ ваемая при других температурах испарения.

Под характеристикой конденсатора понимают зависимость -холодопронзводительности установки этим аппаратом от темпе­ ратуры испарения хладагента.

Уравнение характеристики конденсатора может быть полу­ чено следующим образом. Тепловая мощность, отводимая от хладагента в конденсаторе,

Эта же величина может быть определена и из условий тепло­ обмена в аппарате

Холодопроизводительность (холодильная мощность) уста­ новки

(94)

Тогда холодопроизводительность, обеспечиваемая конденсато­ ром определенного типа, может быть выражена уравнением сле­

дующего вида:

ски только от температур испарения и конденсации хладагента в установке. На рис. 21 представлена зависимость этой величи­ ны от температуры конденсации при различных температурах испарения [7] для фреона 12 и фреона 22.

Характеристики конденсатора КТР-140 при различных тем­ пературах конденсации и постоянной температуре охлаждающей воды показаны на рис. 22. Снижение температуры охлаждаю­ щей воды приводит к повышению разности температур, обме­ нивающихся теплом сред, и к увеличению возможной тепловой мощности аппарата.

При анализе работы холодильных установок часто исполь­ зуют характеристики компрессорно-конденсаторного агрегата. Эти характеристики показывают возможные режимы работы компрессора и конденсатора определенных типов, используемых

59

1