Холодильная техника

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего образования

«Омский Государственный технический университет»

Нефтехимический институт

Кафедра «Холодильная и компрессорная техника и технология»

Дисциплина «Теоритические основы холодильной техники»

Курсовая работа

Выполнил: ст. гр. ТМО-131

Морозов М.В.

Проверил: к.т.н., доцент

Максименко В.А.

Омск-2016



Оглавление

1. Задание по курсовой работе дисциплины

2. Калорический расчет

2.1 Выбор строительных конструкций холодильника

2.2 Расчет коэффициента теплопередачи

2.3 Расчет теплопритоков в охлаждаемые помещения и определение тепловой нагрузки для подбора камерного оборудования и компрессоров

2.3.1 Теплопритоки через ограждающие конструкции

2.3.2 Теплопритоки от грузов при холодильной обработке

2.3.3 Эксплуатационные теплопритоки

2.3.4 Определение нагрузки для подбора компрессора

3. Расчет холодильной машины с двухступенчатым дросселированием и неполным промежуточным охлаждением

4. Расчет каскадной холодильной машины

5. Подбор теплообменного оборудования

5.1 Расчет конденсатора и воздухоохладителя для двухступенчатой холодильной машины

5.2 Расчет конденсатора, конденсатора - испарителя и воздухоохладителя для каскадной холодильной машины

5.2.1 Расчет конденсатора-испарителя

5.2.2 Расчет конденсатора для верхнего каскада холодильной машины

6. Сравнение технико-экономических показателей

Список литературы

калорический холодильный дросселирование теплообменный



1. Задание по курсовой работе дисциплины

«Теоретические основы холодильной техники»

Произвести калорический расчет холодильной камеры с выбором теплоизоляции ограждений, рассчитать холодильную машину, подобрать компрессорное и теплообменное оборудование на следующие исходные данные:

- объем холодильной камеры - 150 м3 ( 10 6 2,5 );

- температура в камере - t к = - 400 C;

- температура окружающей среды ( воздуха ) - t ос = + 400 C;

- параметры охлаждаемого продукта:

а) состав продукта - рыба морская, мороженная;

б) температура поступления - t1 = - 60 C;

в) температура конца охлаждения - t2 = - 250 C;

г) расход продукта на домораживание - 500 кг/час.

Рассчитать два варианта схемного исполнения :

1. Двухступенчатая холодильная машина с одноступенчатым или двухступенчатым дросселированием и неполным промежуточным охлаждением (R22).

2. Каскадная холодильная машина (R12 - верхний каскад, R22 - нижний каскад ).

Провести сравнение технико-экономических показателей вариантов.



2. Калорический расчет

2.1 Выбор строительных конструкций холодильника

Камера: V=150м3, h=2,5м, l=10м, b=6м

Принимаем, что камера изготовлена из сэндвич панелей, здание выполнено по бескаркасной схеме. Покрытие бесчердачного типа.

Таблица 1

Наименование, конструкция ограждения	№ слоя	Наименование, материал слоя	Толщина д, м	Коэффициент теплопроводности л,Вт/(м2*К)м	Тепловое сопротивление , м2К/Вт
Наружная стена	1 2 3	Сталь оцинкованная Теплоизоляция из пенопласта полистерольного ПСБ-С Сталь оцинкованная	2х10-3 0,275 1х10-3	47 0,05 45,4	0,45•10-4 5,5 0,45•10-4
R=0,9•10-4
Покрытие охлаждаемой камеры	1 2 3	Сталь оцинкованная Теплоизоляция из пенопласта полистерольного ПСБ-С Сталь оцинкованная	10-3 0,3 10-3	45,4 0,05 45,4	0,45•10-4 6 045•10-4
R=0,9•10-4
Полы охлаждаемой камеры Камера устанавливается на некотором расстоянии от пола для проветривания подполья.	1 2 3	Сталь оцинкованная Теплоизоляция из пенопласта полистерольного ПСБ-С Сталь оцинкованная	10-3 0,275 10-3	45,4 0,05 45,4	0,45•10-4 5,5 0,45•10-4
R=0,9•10-4

2.2 Расчет коэффициента теплопередачи

Расчет проводим по [1] (см. гл. 8).

Общий коэффициент теплопередачи многослойной ограждающий конструкции с последовательно расположенными слоями рассчитываем по формуле

,

Где: R0 - общее сопротивление теплопередаче многослойной ограждающей конструкции, м2*К/Вт;

RH - сопротивление теплопередаче соответственно с наружной или более теплой стороны ограждения, м2*К/Вт;

Ri - сопротивление теплопроводности i-го строительного слоя конструкции (кроме слоя теплоизоляции), м2*К/Вт;

RВ - сопротивление теплопередаче с внутренней стороны ограждения), м2*К/Вт;

Rиз - сопротивление теплопроводности термоизоляционного слоя, м2*К/Вт;

бн и бВ - коэффициенты теплопередачи с наружной и внутренней стороны ограждения, Вт/(м2*К);

дi - толщина строительных слоев конструкции, м;

лi - коэффициент теплопроводности строительных слоев конструкции, Вт/(м2*К);

диз. - толщина теплоизоляционного слоя, м;

лиз - коэффициент теплопроводности изоляционного слоя, Вт/(м2*К).

Материалом для изготовления стен холодильной камеры является пенопласт полистерольный ПСБ-С (л=0,05Вт/м•К) [1]. Поэтому коэффициент теплопередачи будем находить только для данного материала.

Рассмотрим последовательно все ограждения данной камеры.

Стены:

Чем больше коэффициент теплопередачи, тем больше теплоты проникает в холодильник, следовательно требуемое значение k0тр для камеры с усиленной циркуляцией и температурой -30 ?С, находящейся в помещении с температурой 30?С выбираем согласно табл. 8.2. ([1] см.§8.1.), k0тр =0,17 Вт/(м2•К). Коэффициенты теплоотдачи принимаем по табл. 8.1. ([1] см.§8.1.):

бн = 23 Вт/(м2• К) и бВ = 11 Вт/(м2 •К).

Согласно таблице 1 термическое сопротивление слоев, кроме теплоизоляции:

Зная k0тр, можно определить по формуле необходимую толщину теплоизоляционного слоя (1.1)

Т.к. теплоизоляционный слой имеет фиксированные значение, то необходимо рассчитанное значение округлить. Округление толщины изоляционного слоя производится, как правило, в сторону увеличения, с тем, чтобы действительное значение коэффициента теплопередачи было не больше требуемого по таблице. Принимаем толщину теплоизоляционного слоя 300 мм( три слоя по 100 мм)

Определим действительное значение коэффициента теплопередачи по формуле

Покрытие холодильной камеры.

Требуемое значение коэффициента теплопередачи для камеры с температурой -30?С и бесчердачным покрытием согласно табл. 8.2. ([1] см.§8.1.), k0тр =0,17 Вт/(м2•К). Коэффициенты теплоотдачи принимаем по табл. 8.1: бн = 23 Вт/(м2 •К); бВ = 11 Вт/(м2 •К).

Принимаем толщину теплоизоляционного слоя 300 мм( три слоя по 100 мм)

Определим действительное значение коэффициента теплопередачи по формуле

Полы.

Требуемое значение коэффициента теплопередачи согласно табл. 8.2. ([1] см.§8.1.), k0тр =0,19 Вт/(м2•К). Коэффициенты теплоотдачи принимаем по табл. 8.1. бн = 23 Вт/(м2 К); бВ = 11 Вт/(м2К).

Принимаем толщину теплоизоляционного слоя 275 мм( два слоя по 100 мм, один 50мм и один 25мм)

Определим действительное значение коэффициента теплопередачи по формуле

2.3 Расчет теплопритоков в охлаждаемые помещения и определение тепловой нагрузки для подбора камерного оборудования и компрессоров

Расчет проводим по[1](см.гл.9)

Для поддержания заданной температуры в охлаждаемом помещении необходимо, чтобы все теплопритоки отводились камерным оборудованием - батареями и воздухоохладителями.

При определении этой нагрузки учитывают следующие теплопритоки: через ограждающие конструкции помещения Q1; от продуктов (грузов) или материалов при их холодильной обработке (охлаждении, замораживании, домораживании) Q2; с наружным воздухом при вентиляции помещений Q3; от различных источников при эксплуатации камер Q4. В практике курсового проектирования пользуются методикой расчета, при которой все теплопритоки считаются постоянными во времени и приходящимися на летний период времени.

Нагрузку на камерное оборудование определяют как сумму всех теплопритоков в данную камеру, так как камерное оборудование должно обеспечить отвод теплоты при самых неблагоприятных условиях.

2.3.1 Теплопритоки через ограждающие конструкции

Теплопритоки через стены, пол, перекрытие

Теплопритоки через стены, пол и перекрытия рассчитываются по формуле:

, где

kд - действительный коэффициент теплопередачи ограждения, определяемый при расчете толщины изоляционного слоя, Вт/(м2К);

F - расчетная площадь поверхностей ограждения, м2;

и - расчетная разность температур, ?С;

tН - расчетная температура воздуха с наружной стороны ограждения, ?С;

tВ - расчетная температура воздуха внутри охлаждаемого помещения, ?С.

Определим расчетную площадь поверхностей 4 стен, пола и перекрытия.

При расчете площади поверхности стен длину наружных стен не угловых помещений определяют как расстояние между осями внутренних стен; высоту стен - как расстояние от уровня чистого пола до верха засыпки покрытия; площадь потолка и пола определяют как произведение длины камеры на ширину, которые измеряют между осями внутренних стен. С достаточной степенью точности все размеры помещений в плане можно определить между координационными осями(без учета толщины стен). При этом погрешность при определении площади ограждающих конструкций по сравнению с более точным методом, указанным выше, не превысит 5%.

Камера: V=150м3, h=2,5м, l=10м, b=6м

Площадь стен: F1= h* l*2=2,5*10*2=50м2

F2= h* b *2=2,5*6*2=30м2

Площадь перекрытия и пола: для того чтобы фундамент не промерзал, мы ставим камеру на некотором расстоянии от пола, то температурный напор через стенку пола принимаем равным температурному напору через стены, тогда площадь пола и перекрытий можно считать по одной формуле

F3= b* l=2*6*10=120м2

Теплоприток от солнечной радиации.

Так как камера находится в помещении, то теплопритоки от солнечной радиации отсутствуют.

2.3.2 Теплопритоки от грузов при холодильной обработке

При холодильной обработке продуктов каждый килограмм продукта выделяет теплоту в количестве q = ?i кДж/кг. Кроме того, если происходит холодильная обработка продуктов в таре, то необходимо добавить теплоту, выделяющуюся при ее охлаждении.

Теплоприток при охлаждении и домораживании продуктов в камере хранения определяем по формуле

, где

Мпр - суточное поступление продуктов, т/сут;

?i - разность удельных энтальпий продуктов, соответствующих начальной и конечной температурам продукта (кДж/кг), значения которых примем из ([1] см. прил.10).

При этом предполагаем, что морская рыба поступает в камеру равномерно в течение суток, а продукт за 24 ч успевает охладиться до -25 ?С

?i=iн-iк=62,5-0=62,5 кДж/кг

Теплоприток от тары

, где

Мт - суточное поступление тары, принимаемое пропорционально суточному поступлению продукта, т/сут;

ст - удельная теплоемкость тары, кДж/(кг*К);

t1 и t2 - начальная и конечная температуры тары ( принимаются равными начальной и конечной температурам продукта), ?С.

Масса тары составляет 10% от массы груза. Удельную теплоемкость тары [в кДж/(кг*К)] принимают в зависимости от материала. Для деревянной тары она равна 2,3 кДж/(кг*К)

кВт

2.3.3 Эксплуатационные теплопритоки

Эти теплопритоки возникают вследствие освещения камер, пребывания людей, работы электродвигателей и открывания дверей. Теплопритоки определяют от каждого источника тепловыделений отдельно.

Теплоприток от освещения q1

q1 = A?F?10-3 , где

А - теплота, выделенная источниками освещения в единицу времени на 1 м2 площади пола, Вт/м2;

F - площадь камеры, м2.

С учетом коэффициента одновременности включения можно принимать для камер замораживания А = 4,7 Вт/м2

Теплоприток от пребывания людей q2

В камерах с такой температурой люди не работают.

Теплоприток от работающих электродвигателей

В случае, когда электродвигатели расположены внутри охлаждаемого помещения, то теплопритоки от них рассчитываются по формуле:

,

где Nэ - суммарная мощность всех работающих электродвигателей;

Для предварительных расчетов, так как двигатели еще не выбраны, то можно ориентировочно принимать для камер заморозки N=3 кВт([1,с.60]).

Теплоприток от открывания дверей

, где

k- удельный приток теплоты от открывания дверей([1] см. таб. 9,2), который после корректирования по высоте равен 12 Вт/м2;

F-площадь камеры(60м2).

2.3.4 Определение нагрузки для подбора компрессора

Нагрузка на компрессор Qкм складывается из всех видов теплопритоков. Так как у нас охлаждается одна камера, то вся теплота, отведенная камерным оборудованием, ложится нагрузкой на компрессор. Поэтому примем:



3. Расчет двухступенчатой холодильной машины с неполным промежуточным охлаждением и двухступенчатым дросселированием

Тепловой расчет двухступенчатой холодильной машины. Подбор компрессора.

Выполняя тепловой расчет холодильной машины, требуется выполнить следующие задачи:

определить требуемую объемную производительность компрессора;

подобрать компрессор;

определить потребляемую мощность;

определить тепловую нагрузку на конденсатор.

Исходные данные для теплового расчета:

требуемая холодопроизводительность машины, принимаемая равной тепловой нагрузке на компрессор;

расчетная схема холодильной машины;

расчетный температурный режим.

Составим расчетную схему машины, на которой изобразим компрессор, теплообменные аппараты и регулирующий вентиль. На основании принятой структурной схемы построим холодильный цикл в диаграмме i - lgP для данного х./а.



Выбор расчетного режима.

Расчетный (рабочий) режим холодильной установки характеризуется температурами кипения t0, конденсации tк, всасывания (пара на входе в компрессор) tвс и переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем. Значение этих параметров выбирают в зависимости от назначения холодильной установки и расчетных наружных условий.

Температуру кипения с непосредственным охлаждением принимают в зависимости от расчетной температуры воздуха в камере. При проектировании хладоновых установок температуру кипения принимают на 14 - 16 ?С ниже этой температуры.

В установке с воздушным охлаждением конденсатора температуру конденсации примем

Температуру всасываемых паров tвс для хладоновой машины с регенеративным теплообменником примем равной

Температуру жидкого х./а перед регулирующим вентилем примем для хладоновой холодильной машины с регенеративным теплообменником - по удельной энтальпии жидкости, которую в свою очередь, находят из теплового баланса теплообменника.

Определим параметры узловых точек цикла



	1'	1	2	4	5	6	7	8	9	10
t, 0С	-55	-40	40	20	115	43	-14	-14	-14	-55
P, МПа	0,0495	0,0495	0,31	0,31	1,941	1,941	0,31	0,31	0,31	0,0495
i, кДж/кг	381	390	437	423	477	254	254	400	184	184
S, кДж/кг•К		1,9		1,856
х, м3/кг		0,445		0,0865

Найдем промежуточное давление из условия равенства отношения давлений в СНД и СВД.

Массовый расход рабочего вещества в ступени I:

=15,5/(390-184) = 0,0733 кг/с

Массовый расход рабочего вещества в ступени II:

=0,0733•(400-184)/(400-254) = 0,108 кг/с

Энтальпия рабочего вещества при всасывании в компрессор ступени II:

i4 = GaI (i2- i8)/ GaII + i8 = 0,0733(437-400)/0,108+400= 423 кДж/кг

Удельная теоретическая работа компрессора при адиабатном сжатии хладагента:

кДж/кг

кДж/кг

Изоэнтропная мощность компрессора ступеней I и II:

NsI = GaI (i2-i1) = 0,0733•47= 3,45 кВт

NsII = GaII (i5-i4) = 0,108•54= 5,83 кВт

Действительная объемная производительность компрессоров ступеней I и II:

VдI = GaIхI = 0,0733?0,445 = 0,032 м3/с

VдII = GaIIх4 = 0,108?0,0865 = 0,01 м3/с

Холодильный теоретический коэффициент:

ет = Q0/( NsI + NsII) = 15,5/(3,45+5,83) = 1,65

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессоров:

Значение коэффициентов подачи каждой ступени л примем по ([1] см. рис. 11.2).

V1 = GaIхI /л = 0,0733?0,445/0,58 = 0,055 м3/с

V2 = GaIIх4 /л = 0,108?0,0865/0,58 = 0,016 м3/с

Подбор компрессоров.

Компрессоры для СНД и СВД подберем по полученным значениям V1 и V2 так, чтобы теоретическая производительность одного или несколько параллельно включенных компрессоров была на 20 - 40% больше требуемой. Таким образом, по значениям V1 и V2 [5] подберем два компрессора ПБ80 и ПБ28, объемы, описанные поршнем которых соответственно равны 0,0578 м3/с и 0,0222 м3/с.

Определим действительный массовый расход х/а в компрессоре:

Mкм1= л?Vкм/хI=0,58?0,0578/0,445=0,075 кг/с

Mкм2= л?Vкм/х4=0,58?0,0222/0,0865=0,149 кг/с

Определим действительную холодопроизводительность компрессора:

Q01= Mкм1•q0=0,075•206=15,45 кВт

Q02= Mкм2•q0=0,149•206=30,7 кВт

Мощность привода компрессора:

теоретическая мощность сжатия:

NT1= Mкм1•lк1=0,075•47=3,53 кВт

NT2= Mкм2•lк2=0,149•54=8,05 кВт

Индикаторная мощность сжатия:

Ni1=NT1/зi=3,53/0,8=4,41 кВт

Ni2=NT2/зi=8,05/0,8=10,06 кВт

Мощность на валу:

Ne1=Ni1/ змех=4,41/0,89=4,95 кВт

Ne2=Ni2/ змех=10,06/0,89=11,3 кВт

Электрическая мощность:

Nэл1=Ne1/ зэл=4,95/0,9=5,5 кВт

Nэл2=Ne2/ зэл=11,3/0,9=12,5 кВт

Действительная нагрузка на конденсатор: 

QКД = Q0 + Ni1+Ni2 = 15,5+4,41+10,06 = 30 кВт.



4. Расчет каскадной холодильной машины

Для теплового расчета каскадной холодильной машины необходимы следующие данные:

- холодопроизводительность Q0= 15,5 кВт

- температура кипения в нижней ветви каскада -55?С и температура конденсации в верхней ветви каскада 50?С (см. раздел 3)

В нижней и верхней ветвях каскада используются одноступенчатые холодильные машины. Температуру конденсации рабочего вещества в нижней ветви каскада Ткн и температуру кипения рабочего вещества в верхней ветви каскада Т0в выбирают из условия равенства степеней повышения давления в компрессорах в нижней и верхней ветвях каскадов, и разность температур Т0в - Ткн = 5-10 К.

R12

	1	2	3	4	5	6	7	8	9
t,0С	-15	53	48	23	-10	-17	-55	-55	-45
Р, МПа	0,03	0,215	0,215	0,215	0,215	0,215	0,03	0,03	0,03
i, кДж/кг	348	387	384	368	190	184	184	326	332
S, кДж/кг•К	1,697
х, м3/кг	0,586

Состояние рабочего вещества в точке 9 определим из условия подогрева его в теплообменнике II на 10 - 20 ?С. В теплообменнике III (точка 1) хладон R22 нагревается до температуры -15 ?С. Температура рабочего вещества в точке 3 найдем из условия недорекуперации в теплообменнике IV (5-10?С). Подогрев рабочего вещества в верхней ветви каскада в регенеративном теплообменнике I (процесс 10-11) выберем равным 18 ?С. R22

	10	11	12	13	14	15
t,0С	-20	5	111	50	37	-20
Р, МПа	0,241	0,241	1,941	1,941	1,941	0,241
i, кДж/кг	397	414	474	263	246	246
S, кДж/кг•К		1,848
х, м3/кг		0,106

Состояние рабочего вещества в точках 4, 6, 14 определим по тепловым балансам теплообменников.

i4 = i3-(i1 - i9) = 384-(348-332) = 368 кДж/кг

i6 = i5-(i9 - i8 ) =190-(332-326) = 184 кДж/кг

i14 = i13-(i11 - i10 ) = 263-(414-397) = 246кДж/кг

Удельная массовая холодопроизводительность нижней ветви каскада

q0H = i8-i7 =326-184=142 кДж/кг

Удельная массовая холодопроизводительность верхней ветви каскада

q0В = i10-i15 =397-246 =151 кДж/кг

Испаритель верхней ветви каскада отводит от рабочего вещества нижней ветви каскада удельную массовую теплоту

qH = i4-i5 = 368-190 = 178 кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества нижней ветви каскада

GaН = Q0/q0 = 15,5/142= 0,106 кг/с

Массовый расход хладона R12, приходящийся на 1 кг хладона R22

м = qH /q0В = 178/ 151= 1,18 кг/кг

Массовый расход рабочего вещества верхней ветви каскада

GaВ = м GaН = 1,18•0,106 = 0,125 кг/с

Объемная производительность компрессоров нижней и верхней ветвей каскада

VдН = GaНхI = 0,106?0,586=0,06 м3/с

VдВ = GaВх11 = 0,125?0,106 =0,013 м3/с

Изоэнтропная мощность компрессоров нижней и верхней ветвей каскада

NsН = GaН (i2-i1) = 0,106•(387-348) = 4,134 кВт

NsВ = GaВ (i12-i11) = 0,125•(414-397) = 1,7 кВт

Холодильный теоретический коэффициент

ет = Q0/( NsН + NsВ) = 15,5/(4,134+1,7) = 2,59

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессоров

V1 = GaНхI /л = 0,106?0,586/0,55 = 0,113м3/с

Значение коэффициентов подачи каждой ступени л примем по ([1] см. рис. 11.2). V2 = GaВх11 /л = 0,125?0,106/0,5 = 0,0264 м3/с.

Компрессоры для нижней и верхней ветви каскада подберем по полученным значениям V1 и V2 так, чтобы теоретическая производительность одного или несколько параллельно включенных компрессоров была больше требуемой. Таким образом, по значениям V1 и V2 подберем два компрессора ПБ165 и ПБ40, объемы, описанные поршнем которых соответственно равны 0,125 м3/с и 0,0289 м3/с.

Определим действительный массовый расход х/а в компрессоре

Mкм1= л?Vкм/хI=0,55?0,125/0,586=0,117 кг/с

Mкм2= л?Vкм/х4=0,5?0,0289/0,106=0,136 кг/с

Определим действительную холодопроизводительность компрессора

Q01= Mкм1•q0=0,117•142=16,6 кВт

Q02= Mкм2•q0=0,136•151=20,5 кВт

Мощность привода компрессора

теоретическая мощность сжатия

NT1= Mкм1•lT1=0,117•39=4,56 кВт

NT2= Mкм2•lT2=0,136•60=8,16 кВт



Индикаторная мощность сжатия

Ni1=NT1/зi=4,56/0,73=6,25 кВт

Ni2=NT2/зi=8,16/0,76=10,74 кВт

Мощность на валу

Ne1=Ni1/ змех=6,25/0,88=7,1 кВт

Ne2=Ni2/ змех=10,74/0,89=12,06 кВт

Электрическая мощность

Nэл1=Ne1/ зэл=7,1/0,9=7,9 кВт

Nэл2=Ne2/ зэл=12,06/0,9=13,4 кВт

Действительная нагрузка на конденсатор

QКД = Q0 +Ni1 +Ni2= 15,5 + 6,25+12,06 =33,8 кВт



5. Подбор теплообменного оборудования

5.1 Расчет конденсатора и воздухоохладителя для двухступенчатой холодильной машины

Расчет конденсатора

Выбираем конструкцию Гипронефтемаша. Теплообменная поверхность представляет собой шахматный пучок, составленный из биметаллических труб с наружным оребрением, имеющим следующую характеристику: внутренний диаметр dвн=0,021м; диаметр окружности по основанию ребер d0=0,028м; диаметр ребер D=0,049м; наружная оребренная поверхность 1м длины трубы F'ор=0,79м2; шаг ребер u=0,0035м; средняя толщина ребра дср=0,0085м. Шаг труб в пучке во фронтальном сечении по воздуху Sфр=0,052м; продольный шаг труб по ходу воздуха Sпр=0,045м.

Принимаем нагрев воздуха ?tв=5оС, тогда t2=t1+?tв =40+5=45 оС. Средняя логарифмическая разность температур:

им=(t2-t1)/ln((tк-t1)/(tк-t2))=(45-40)/ln((50-40)/(50-45))=7.24 оС

Массовый Gв и объемный Vв расходы воздуха: Gв=Qк/(св(t2-t1))=30000/(1007* *(45-40))=5,96кг/с; Vв=Gв/pв=5,96/1,29=4,62м3/с.

Для определения истинного (конвективного) коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха воспользуемся уравнением:

Nu=cczcs(d0/u)-0.54(h/u)-0.14Ren

Критерий Рейнольдса при скорости воздуха в узком сечении wв=2,4м/с:

Re=wвu/v=2,4*3,5*10-3/15,8*10-6=532

Коэффициенты n, c, cz, cs выбираются в зависимости от типа и геометрических параметров пучка: n=0,65 и с=0,23 - для шахматных пучков; сz=0,95 - при принятом числе рядов труб в направлении потока воздуха z=5;

сs=(Sфр-d0)0,2/(S'2-d0)0,2=(52-28)0,2/(52-28)0,2=1,

где S'2=52мм-диагональный шаг труб в пучке; высота ребра:

h=0,5(0,049-0,028)=0,0105м.

Критерий Нуссельта Nu=0,23*0,95*1*(28/3,5)-0,54*(10,5/3,5)-0,14*5320,65=3,6.

Конвективный коэффициент теплопередачи к воздуху:

бк=Nuлв/u=3,6*2,67*10-2/3,5*10-3=27,5Вт/м2*К.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха, приведенный к полной оребренной поверхности:

бпр=бк*((F'р/F'ор)*E*ш+E'мр/E'ор)=27,5*((0,752/0,79)*1*0,85+0,038/0,79)=23,6Вт/м2*К,

Где поверхность ребер:

F'р=(1/u)*(2р/4)*(D2-)+(1/u)*р*D*д=(1/3,5*10-3)*(2*3,14/4)*(0,0492-0,0282)+(1/3,5*10-3)*3,14*0,049*0,6*10-3=0,752м2

Поверхность межреберных участков F'мр=F'ор-F'р=0,79-0,752=0,038м2; коэффициенты E и ш приняты равными соответственно 1 и 0,85.

Плотность теплового потока со стороны воздуха:



qв.ор=(им-иа)/(1/бпр+(дст/лст+дал/лал)*(F'ор/F'ср))=(7,24-иа)/(1/23,6+(0,002/45,3+0,0015/203,5)*(0,79/0,077)=23,8*(7,24-иа),

где дст=0,002м- толщина стенки стальной трубы; лст=45,3Вт/м*К- теплопроводность стали; дал=0,0015м- толщина стенки алюминиевой трубы; лал=203,5 Вт/м*К- теплопроводность алюминия; F'ср-средняя поверхность:

F'ср=(Fвн+Fо)/2=(6,6*10-2+8,8*10-2)/2=0,077м2.

Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося холодильного агента:

У ба=0,72*=

=0,72=2769*

Где p=1083 кг/м3 - плотность жидкости; л=0,0722 Вт/м*К - теплопроводность жидкости; м=2,1*10-4Па*с - динамическая вязкость жидкости.

Плотность теплового потока со стороны R22:

qа.ор=баиаF'вн/F'ор=2769*и0,25*6,6*10-2/0,79=231,3*и0,75

Определяем значение qор графо-аналитическим методом:

иа	qв.ор=23,8* *(7,24-иа)	qа.ор=231,3* *
0	172,3	0
0,5	160,4	137,5
1	148,5	231,3
2	124,7	389

Окончательно принимаем qор=158Вт/м2

Полная оребренная поверхность аппарата Fор=Qк/qор=30000/158=190м2. Суммарная длина труб конденсатора L=Fор/F'ор=190/0,79=240м. Общее число труб при длине одной трубы l=6м: n=L/l=240/6=40. Принимаем число рядов труб по ходу воздуха nр=2, тогда число труб во фронтальном сечении nфр=n/nр=40/2=20.

Проверяем скорость воздуха в узком сечении. Площадь живого сечения для 1м длины трубы fж.с=Sфр-(d0+(D-d0)*дср/u)=0,52-(0,028+(0,049-0,028)*0,0035/0,0085= =1,53*10-2м2.

Живое сечение аппарата по воздуху:

Fж.с=nфр*l*fж.с=20*6*1,53*10-2=1,836м2.

Скорость воздуха w'в=Vв/Fж.с=4,62/1,836=2,516м/с. Так как в тепловом расчете было принято wв=2.4м/с, уменьшаем объемный расход воздуха до значения Vв=2,4*1,836=4,4м3/с.

Этому расходу соответствует нагрев воздуха ?tв=Qк/(Vв*pв*cв)=30000/(4,4* *1,29*1007)=5,25 оС.

Температура воздуха на выходе из аппарата t2=t1+?tв=40+5,25=45,25 оС.

Средняя логарифмическая разность температур им=5,25/ln((50-40)/(50-45,25)= =7,05 оС. Расхождение с первоначальным значением им=7,24 оС составляет примерно 2,5%, поэтому полученные размеры конденсатора можно считать окончательными.

Площадь теплопередающей поверхности воздухоохладителя рассчитаем по формуле

F = Q/k?иm, где

Q - количество переданной теплоты (тепловой поток), кВт

k - общий коэффициент теплопередачи, кВт/(м2 К)

иm - расчетная разность температур (средний температурный напор), ?С

Для воздухоохладителя с оребренной наружной поверхностью коэффициент теплопередачи примем в зависимости от температуры кипения

При t0 = - 55?С , k = 12 Вт/(м2•К)

Температурный напор в воздухоохладителе: иm = 7-10 ?С.

F = 15500/12•10 =129м2

По рассчитанной площади поверхности подберем воздухоохладитель ([3],с.191,табл.6,6) необходимо применение воздухоохладителя марки ВО-160

5.2 Расчет конденсатора, конденсатора - испарителя и воздухоохладителя для каскадной холодильной машины

5.2.1 Расчет конденсатора-испарителя

Исходные данные:

- тепловая нагрузка на аппарат Qи-к 33,8кВт;

- верхняя ветвь каскада: рабочее вещество R22, температура кипения -200С

- нижняя ветвь каскада: рабочее вещество R12, температура конденсации -100С

Конденсатор - испаритель представляет собой кожухотрубный аппарат. Конденсация R22 происходит внутри труб, а кипение R12 - в межтрубном пространстве.

Трубы медные с накатными ребрами диаметром 20•3 мм, в = Fнар/Fвн = 3,8 (внутренний диаметр dвн = 13,3•10-3 м, диаметр по окружности ребер dр = 20,6•10-3 м, диаметр по окружности впадин dвп = 17,6•10-3 м, шаг ребер sр = 1,5•10-3 м, толщина ребра у вершины д = 0,4?10-3 м, угол между ребрами б = 30?)

Плотность теплового потока со стороны R12, кипящего на наружной поверхности оребренных труб в межтрубном пространстве испарителя - конденсатора, отнесенного к внутренней поверхности труб (см.[6] § 11.2).

qR12 = 335p00,5(епр емр)2 иa2 Fнар/Fвн, где

p0 = 2,15 бар - давление кипения R12 при t = -10 ?С,

в = Fнар/Fвн = 3,8 - коэффициент оребрения труб

епр = 1 - коэффициент, учитывающий влияние числа рядов по высоте пучка ([6] см. рис.11.9)

емр = 0,78 - коэффициент, учитывающий влияние масла при кипении на оребренном пучке

qR12 = 335*2,150,5 *0,782 *3,8*иа2 = 1135 иа2

Плотность теплового потока со стороны R22, конденсирующегося на внутренней поверхности пучка труб (см.[3] § 2.6).



, где

r = 142•103 Дж/кг - разность энтальпий пара, поступающего в конденсатор, и жидкости, выходящей из него,

с = 1347 кг/м3 - плотность жидкого R22 при t = -20 ?С,

л = 0,1021 Вт/(м•К) - коэффициент теплопроводности жидкого R22 (см. [4] табл. 39)

м = 3,02?10-4 Па•с - коэффициент динамической вязкости жидкого R22 (см. [4] табл. 39)

Полученные уравнения являются трансцендентными относительно q и иа. Наглядный и достаточно точный результат дает графоаналитический метод, основанный на том факте, что в установившемся режиме работы имеет место равенство qщ = qа = qвн. Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока qвн как ординату точки пересечения графических зависимостей qR12 = 1135?иа2 и qR22 = 2848•иа0,75 в координатных осях иа - q. Для построения упомянутых зависимостей предварительно вычисляем значение q для ряда значений иа. Результаты такого расчета приведены ниже.

иа, ?С	qR12 = 1135 иа2, Вт/м2	qR22 = 2848 иа0,75, Вт/м2
1	1135	2848
2	4540	4790
3	10215	6492
4	18160	8055
5	28375	9522

По этим данным построим кривые, точка пересечения которых даст значение qвн.



Получим, что плотность теплового потока в аппарате составляет qвн =4961Вт/м 2 .

Площадь внутренней теплопередающей поверхности

Fвн = Qи-к /qвн = 33810/ 4961 = 6,73 м2

Шаг труб (см. [2] §4.2) s = 1,3•dн

s = 1,3•20,6•10-3 = 27•10-3 м.

Отношение k = l/d = 6

Тогда число труб, размещаемых по диагонали внешнего шестиугольника

Принимаем m = 11.

Внутренний диаметр обечайки Dвн = m•s = 11•0,027 = 0,296 м

Количество труб в пучке

nтр = 0,75(m2 -1)+1= 0,75 (112 -1)+1 = 91

nтр=91

Длина труб в пучке

l = Fвн/р?dвн•nтр = 6,73/(3,14•0,0133•91) = 1,77м

Принимаем l =1,8 м

Отсюда найдем площадь поверхности теплообмена

Fвн = р?dвн•nтр•l = 3,14•0,0133•91•1,8 = 6,84 м2.

5.2.2 Расчет конденсатора для верхнего каскада холодильной машины

Выбираем конструкцию Гипронефтемаша. Теплообменная поверхность представляет собой шахматный пучок, составленный из биметаллических труб с наружным оребрением, имеющим следующую характеристику: внутренний диаметр dвн=0,021м; диаметр окружности по основанию ребер d0=0,028м; диаметр ребер D=0,049м; наружная оребренная поверхность 1м длины трубы F'ор=0,79м2; шаг ребер u=0,0035м; средняя толщина ребра дср=0,0085м. Шаг труб в пучке во фронтальном сечении по воздуху Sфр=0,052м; продольный шаг труб по ходу воздуха Sпр=0,045м.

Принимаем нагрев воздуха ?tв=5оС, тогда t2=t1+?tв =40+5=45 оС. Средняя логарифмическая разность температур:

им=(t2-t1)/ln((tк-t1)/(tк-t2))=(45-40)/ln((50-40)/(50-45))=7.24 оС

Массовый Gв и объемный Vв расходы воздуха: Gв=Qк/(св(t2-t1))=33800/(1007* *(45-40))=6,7кг/с; Vв=Gв/pв=6,7/1,29=5,2м3/с.

Для определения истинного (конвективного) коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха воспользуемся уравнением:

Nu=cczcs(d0/u)-0.54(h/u)-0.14Ren

Критерий Рейнольдса при скорости воздуха в узком сечении wв=2,7м/с:

Re=wвu/v=2,7*3,5*10-3/15,8*10-6=598

Коэффициенты n, c, cz, cs выбираются в зависимости от типа и геометрических параметров пучка: n=0,65 и с=0,23 - для шахматных пучков; сz=0,95 - при принятом числе рядов труб в направлении потока воздуха z=5;

сs=(Sфр-d0)0,2/(S'2-d0)0,2=(52-28)0,2/(52-28)0,2=1,

где S'2=52мм-диагональный шаг труб в пучке; высота ребра:

h=0,5(0,049-0,028)=0,0105м.

Критерий Нуссельта Nu=0,23*0,95*1*(28/3,5)-0,54*(10,5/3,5)-0,14*5980,65=3,88.

Конвективный коэффициент теплопередачи к воздуху:

бк=Nuлв/u=3,88*2,67*10-2/3,5*10-3=29,6Вт/м2*К.



Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха, приведенный к полной оребренной поверхности:

бпр=бк*((F'р/F'ор)*E*ш+E'мр/E'ор)=29,6*((0,752/0,79)*1*0,85+0,038/0,79)=25,4Вт/м2*К,

Где поверхность ребер:

F'р=(1/u)*(2р/4)*(D2-)+(1/u)*р*D*д=(1/3,5*10-3)*(2*3,14/4)*(0,0492-0,0282)+(1/3,5*10-3)*3,14*0,049*0,6*10-3=0,752м2

Поверхность межреберных участков F'мр=F'ор-F'р=0,79-0,752=0,038м2; коэффициенты E и ш приняты равными соответственно 1 и 0,85.

Плотность теплового потока со стороны воздуха:

qв.ор=(им-иа)/(1/бпр+(дст/лст+дал/лал)*(F'ор/F'ср))=(7,24-иа)/(1/25,4+(0,002/45,3+0,0015/203,5)*(0,79/0,077)=25*(7,24-иа),

где дст=0,002м- толщина стенки стальной трубы; лст=45,3Вт/м*К- теплопроводность стали; дал=0,0015м- толщина стенки алюминиевой трубы; лал=203,5 Вт/м*К- теплопроводность алюминия; F'ср-средняя поверхность:

F'ср=(Fвн+Fо)/2=(6,6*10-2+8,8*10-2)/2=0,077м2.

Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося холодильного агента:

У ба=0,72*=

=0,72=2731*

Где p=1083 кг/м3 - плотность жидкости; л=0,0722 Вт/м*К - теплопроводность жидкости; м=2,1*10-4Па*с - динамическая вязкость жидкости.

Плотность теплового потока со стороны R22:

qа.ор=баиаF'вн/F'ор=2731*и0,25*6,6*10-2/0,79=228,2*и0,75

Определяем значение qор графо-аналитическим методом:

иа	qв.ор=25*(7,24-иа)	qа.ор=228,2*
0	181	0
0,5	168,5	135,7
1	156	228,2
2	131	383,8

Окончательно принимаем qор=165Вт/м2

Полная оребренная поверхность аппарата Fор=Qк/qор=33800/165=205м2. Суммарная длина труб конденсатора L=Fор/F'ор=205/0,79=260м. Общее число труб при длине одной трубы l=5м: n=L/l=260/5=52. Принимаем число рядов труб по ходу воздуха nр=2, тогда число труб во фронтальном сечении nфр=n/nр=52/2=26.

Проверяем скорость воздуха в узком сечении. Площадь живого сечения для 1м длины трубы fж.с=Sфр-(d0+(D-d0)*дср/u)=0,52-(0,028+(0,049-0,028)*0,0035/0,0085= =1,53*10-2м2.

Живое сечение аппарата по воздуху:

Fж.с=nфр*l*fж.с=26*5*1,53*10-2=2м2.

Скорость воздуха w'в=Vв/Fж.с=5,2/2=2,6м/с. Так как в тепловом расчете было принято wв=2.7м/с, увеличиваем объемный расход воздуха до значения Vв=2,7*2=5,4м3/с.

Этому расходу соответствует нагрев воздуха ?tв=Qк/(Vв*pв*cв)=33800/(5,4* *1,29*1007)=4,8 оС.

Температура воздуха на выходе из аппарата t2=t1+?tв=40+4,8=44,8 оС.

Средняя логарифмическая разность температур им=4,8/ln((50-40)/(50-44,8)= =7,34 оС. Расхождение с первоначальным значением им=7,24 оС составляет примерно 1,5%, поэтому полученные размеры конденсатора можно считать окончательными.

Воздухоохладитель для каскадной холодильной машины выбираем такой же, как и для двухступенчатой холодильной машины.



6. Сравнение технико-экономических показателей

В данном случае каскадная машина уступает двухступенчатой по ряду показателей. В каскадной машине используются компрессоры с большим описанным объемом и большими затратами на мощность чем в двухступенчатой, следовательно стоимость компрессоров возрастает. В отличии от двухступенчатой машины в каскадной есть конденсатор испаритель, из-за которого возрастают как массогабаритные параметры, так и себестоимость всей установки. Из выше сказанного следует, что, в данном случае, каскадная машина уступает двухступенчатой.

В общем каскадные машины используются для получения температур ниже -70 єС, поэтому для температуры = -40 єС лучше использовать двухступенчатую машину .



Список литературы

1. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха. Б.К. Явнель. М.: ВО «Агропромиздат», 1989.

2. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. Под ред. И.А. Сакуна - Л.: Машиностроение, 1987

3. Теплообменные аппараты холодильных установок. Данилова Г.Н. Л.: Машиностроение, 1986

4. Холодильная техника. Свойства веществ. Богданов С.Н. и др. М., «Агропромиздат», 1985

5. Холодильные компрессоры. Справочник. - М. «Легкая и пищевая промышленность», 1982

6. Холодильные машины: Учебник для студентов вузов специальности «Техника и физика низких температур» Под общ. ред. Л.С. Тимофеевского. - СПб.: Политехника, 1997. - 992 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...