• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Тепловий та конструктивний розрахунки конденсаторів

Завданням теплового та конструктивного розрахунку є визначення площі поверхні теплопередачі апарата та його основних геометричних розмірів. Вихідними даними для розрахунку конденсаторів є: теплове навантаження Q_к, робоча речовина та вид охолодного середовища, температура конденсації t_к та початкова температура охолодного середовища t_охл1.

Теплове навантаження на конденсатор, кВт, може бути визначений як сума холодопродуктивності машини Q₀ та індикаторної потужності компрессора:

. (8. )

Якщо відома витрата холодильного агента та побудовано цикл холодильної машини в h-lgp діаграмі холодильного агента, то теплове навантаження конденсатора можна визначити за формулою

, (8. )

де G_ха – витрата холодильного агента, кг/с; h₂, h₃ – ентальпія холодильного агента на вході та на виході з конденсатора.

Крім вихідних даних необхідно прийняти: швидкість охолодного середовища та ступінь його нагрівання, характер та геометричні параметри поверхні теплообміну (довжину труб, діаметр, вид та розміри оребрення тощо). Ці параметри вибирають за рекомендаціями, що ґрунтуються на досвіді проектування та експлуатації конденсаторів вибраного типу, або провівши техніко-економічний розрахунок.

Для всіх типів конденсаторів розрахункова площа теплопередачі, м², визначається з рівняння теплопередачі

, (8. )

де k_р – коефіцієнт теплопередачі, віднесений до розрахункової поверхні, Вт/(м²К); θ_m – середня логарифмічна різниця температур, К.

Середня логарифмічна різницю температур визначається за формулою

, (8.)

або, приблизно . (8. )

На рис.8. показана схема зміни температури холодильного агента та охолодного середовища вздовж поверхні теплообміну. З рисунка видно, що в конденсаторі існує три характерні зони зміни температури холодильного агента: зона охолодження пари до температури конденсації, зона конденсації та зона охолодження рідини нижче температури конденсації. За звичайне визначають загальний тепловий потік для усіх зон, а теплопередачу розраховують для умов зони конденсації. Це пояснюється тим, що конденсація починається одразу, як тільки холодильний агент потрапляє у конденсатор не дивлячись на те, що

всередині потоку пара лишається перегрітою. Причина цього в тому, що температура теплообмінної поверхні значно нижча температури пари.

При вибиранні середньої різниці температур необхідно пам’ятати, що збільшення її призводить до зменшення площі поверхні, однак призводить до погіршення об’ємних та енергетичних коефіцієнтів компресорів та зростання термодинамічних втрат в циклі холодильної машини, так як викликає збільшення тиску і температури конденсації. Величина нагрівання води в конденсаторі впливає не тільки на величину середньої різниці температур, але й на витрату води через конденсатор, що в свою чергу впливає на питому витрату електроенергії. Тому вибір вказаних температур є складною оптимізаційною задачею. Для попередніх розрахунків можна скористатися параметрами роботи конденсаторів наведеними в табл.8. .

Табл..8. Параметри режиму роботи різних типів конденсаторів

В більшості випадків, під час проектування холодильних установок, проводять підбирання основного та допоміжного обладнання. Необхідний конденсатор приймають, визначаючи його площу за середнім значенням коефіцієнта теплопередачі, яке можна прийняти скориставшись довідковими даними залежно від типу конденсатора наведеними у табл..8. .

Табл..8. Середні значення коефіцієнтів теплопередачі різних типів конденсаторів

Однак, проектування конденсаторів з його детальним конструюванням, потребує точного визначення k_p. У цьому випадку для розрахунку коефіцієнта теплопередачі спочатку необхідно знайти коефіцієнти тепловіддачі робочих середовищ. Коефіцієнт тепловіддачі α_ω залежить від виду середовища (вода, повітря), його швидкості та геометричних параметрів поверхні теплообміну, а також стан поверхні теплообміну (степінь забруднення поверхні).

Коефіцієнт теплопередачі може бути віднесений до площі внутрішньої – F_вн, або зовнішньої – F_зов поверхні теплопередачі. Найчастіше за розрахункову приймають поверхню звернену до охолодного середовища. Наприклад, для кожухотрубних конденсаторів розрахунковою є внутрішня поверхня труб, і коефіцієнт теплопередачі для неї має вигляд

, (8.)

де α_а, α_ω – коефіцієнти тепловіддачі відповідно зі сторони холодильного агента та охолодного середовища, Вт/(м²К); F_то – площа поверхні, до якої віднесено термічний опір, м²; – сума термічних опорів забруднення та стінки, (м²К)/Вт.

Формула (8.) може бути використана, як для гладких так і ребристих труб за умови, що коефіцієнт ефективності ребра близький 1.ачі відповідно зі сторони холодильного агента та охолодного середовища,

Усі типи конденсаторів забруднюються, що є їхнім основним недоліком, який знижує інтенсивність теплообміну. Інтенсивність забруднення залежить від часу роботи конденсатора і визначається не тільки якістю охолодного середовища (водопровідна вода, оборотна вода, морська вода, повітря і т.д.), але й типом конденсатора, матеріалом труб теплообмінної поверхні та швидкістю охолодного середовища. В табл..8. наведено термічний опір забруднення для конденсаторів з водяним охолодженням.

У формули для розрахунку коефіцієнта тепловіддачі при конденсації холодильного агента входить величина θ_а, що представляє собою різницю температур конденсації та стінки, або густина теплового потоку q, які на початковому етапі розрахунку невідомі. Для вирішення цієї задачі використовують два методи: послідовного наближення та графоаналітичний.

Метод послідовного наближення ґрунтується на рівнянні, правдивому для усталеного режиму роботи конденсатора,

,

де F_а – площа поверхні обернена до холодильного агента, що конденсується.

З останнього рівняння отримаємо

. (8. )

Прийнявши значення θ_а, визначають α_a, k_p та перевіряють рівність (8. ). У випадку, коли вона не виконується задаються новим значенням θ_а та повторюють розрахунок. При виконанні рівності (8. ) значення k_p, яке до нього входить, використовують для визначення розрахункової площа поверхні конденсатора за формулою (8.).

При графоаналітичному методі розрахунку складають систему рівнянь:

(8. )

де – різниця температур стінки та середньої температури охолодного середовища.

Побудувавши в координатах θ_а-q (рис.8. ) залежності q_a=f(θ_a) та q_охл=f(θ_a) знаходять, на перетині ліній, розрахункові значення q_p та θ_a.

Можливий також інший порядок розрахунку, якщо у формули для визначення коефіцієнтів тепловіддачі входить не значення θ_a, а густина теплового потоку q. В цьому випадку задаються кількома значеннями густини теплового потоку, розраховують відповідні їм значення коефіцієнтів тепловіддачі та теплопередачі та будують залежність θ=f(q) (рис.8. ). Скориставшись

Конструктивним розрахунком апарату визначають основні геометричні розміри та конструктивні параметри. Розглянемо особливості теплового та конструктивного розрахунку найпоширеніших типів конденсаторів.

Проточні кожухотрубні конденсатори. В таких конденсаторах використовуються стальні гладкі труби діаметром 25х2,5 мм, 20х3 мм; 57х3,5 мм; а також мідні труби різного діаметра з накатними ребрами. Розрахунки показують, що із зменшенням діаметра труб зменшуються розміри, маса та вміст води в апараті. Разом з тим підвищується вартість та зменшується надійність апаратів через велику кількість труб і, як наслідок, великої кількості кріплення труб в трубній решітці. У випадку використання забрудненої води, труби малого діаметра швидше забруднюються і їхня очистка потребує великих затрат.

Важливим є вибір швидкості охолодної води в трубах. Збільшення швидкості дозволяє інтенсифікувати процес теплообміну та зменшити швидкість відкладення забруднень однак, в той же час, інтенсифікує корозію труб.

Після того, як вибрали швидкість води та степінь її нагрівання в конденсаторі, визначають витрату , де с_ω – теплоємність води, Дж/(кгК); – нагрівання води в конденсаторі, °С.

Середньологарифмічна різниця температур визначається за формулою (8.).

Після визначення коефіцієнта тепловіддачі зі сторони води та вибору залежності для визначення можна скласти систему рівнянь (8. ). Прийнявши, що розрахунковою є внутрішня поверхня труб, отримаємо

.

Для гладких труб ψ_р=1 і . Поправки на число вертикальних рядів труб та швидкість пари визначають за формулами наведеними вище.

Визначивши графоаналітичним способом q_вн та θ_а, знаходять площу внутрішньої поверхні теплопередачі: .

Після визначення площі проводять розрахунок конструктивних параметрів апарата: довжину труб, діаметр трубної решітки, кількість ходів, діаметри патрубків тощо.

Сумарна довжина труб конденсатора визначається відношенням

. (8. )

Труби в трубній решітці розміщують переважно по сторонам правильних шестикутників і по вершинах рівносторонніх трикутників (рис.8. )

Кількість труб в одному ході конденсатора

,

де ρ_в – густина води при середній температурі води в конденсаторі, кг/м³; ω_в – прийнята швидкість води, м/с.

Значення n₁ округлюють до найближчого цілого числа.

Прийнявши довжину однієї труби, визначають загальну кількість труб в апараті

.

Число n округляють до найближчого табличного значення і знаходять відповідне значення параметра m за таблицями чи формулою

. (8.)

Діаметр трубної решітки

, (8. )

де S – крок труб по горизонталі, м; .

Перевіряють відношення , для якого рекомендовані значення знаходяться в межах 4÷8. За необхідності коректують довжину труб та проводять повторний розрахунок, щоб отримати рекомендоване значення відношення .

Число ходів по воді . Число ходів, як правило вибирають парним, щоб патрубки входу та виходу води знаходилися з одного боку.

За ескізом трубної решітки з нанесеною розміткою труб уточнюють число труб у кожному ході, стараючись забезпечити їх приблизну рівність. Розподіл труб можна забезпечити кількома способами (рис.8 ).

Під час розрахунку вертикального кожухотрубного конденсатора коефіцієнт тепловіддачі визначають за формулами для умов стікання плівки рідини (8.)–(8. ). Тепловіддачі розраховується за формулою (8.) для умов хвильового руху плівки, оскільки висота таких конденсаторів не перевищує критичну, при якій наступає турбулентний режим руху. Поправний коефіцієнт спочатку приймають рівним 1, а потім уточнюють після визначення числа Re. Визначивши розрахункове значення густини теплового потоку, визначають число Re та поправний коефіцієнт і проводять уточнення коефіцієнта тепловіддачі . У випадку, якщо число Re перевищить критичне, для розрахунку використовують формулу (8. ) для перехідного режиму руху плівки конденсату.

Зрошувальні та випарні конденсатори.Під час розрахунку зрошувального конденсатора визначають площу теплообмінної поверхні і ґрунтуючись на техніко-економічному аналізі вибирають оптимальні значення середньої температури води та витрати свіжої води, яка додається в систему охолодження.

На рис.8 . точка 1 характеризує стан навколишнього повітря, а точка а – межу охолодження, яка відповідає цьому стану. Для того, щоб використати тепло- та масообмін між охолодним повітрям та охолодною водою, середня температура останньої повинна бути на 4–6°С вищою температури межі охолодження, тобто .

Враховуючи невелике нагрівання води у зрошувальному конденсаторі, можна рахувати

, (8. )

де t₁, t₂ – відповідно температура води, яка зрошує конденсатор та зливається у піддон.

Температури t₁ та t₂ залежать від температури свіжої води t_св та її кількості G_св. Зв’язок між цими параметрами можна встановити за рівнянням змішування

, (8. )

де G – витрата води на зрошення, кг/с; с – питома теплоємність води, Дж/(кгК).

Позначивши і , з рівняння (8.) отримаємо

. (8.)

Для орієнтовних розрахунків можна прийняти °С і .

Прийнявши середньо логарифмічну різницю температур 2–4°С, за формулою (8. ) визначають температуру конденсації. Потім визначають коефіцієнти тепловіддачі до плівки води, яка стікає по поверхні труб , та при конденсації холодильного агента . Склавши систему рівнянь за типом (8. ) визначають густину теплового потоку q та площу поверхні теплообміну F. Для розрахунку приймають густину зрошення в межах 0,25–0,5 кг/(м∙с).

Витрату води на зрошення визначають з теплового балансу конденсатора

, (8. )

де Q_к – теплове навантаження конденсатора, Q_п – теплота, яка сприймається повітрям внаслідок тепло- та масообміну з водою; G_в – кількість води, що випарувалася.

З рівняння (8. ) отримаємо

.

Кількість теплоти Q_п визначається за рівнянням тепло- та масообміну між повітрям та водою , де σ – коефіцієнт випаровування, кг/(м²с); β – коефіцієнт, що враховує збільшення поверхні випаровування через утворення струмин та краплин води, як правило приймається ; – ентальпія насиченого повітря при середній температурі води, Дж/кг; h₁ – ентальпія навколишнього повітря; А – поправний коефіцієнт, .

Коефіцієнт σ визначається із співвідношення , де – коефіцієнт тепловіддачі до повітря за відсутності випаровування, Вт/(м²К); с_р – питома теплоємність повітря, Дж/(кгК). У випадку огородження зрошувального конденсатора стінами, обладнаними жалюзі, можна прийняти Вт/(м²К). Тоді за середньої теплоємності повітря 1020 Дж/(кгК)

кг/(м²с).

Кількість води, яка випарувалася , де , – вологовміст повітря відповідно в точках w та 1 (рис.8. ).

Приймаючи конструктивно довжину однієї труби в межах 5–6 м, визначають число паралельно зрошуваних труб z (число секцій) . Число труб у кожній секції .

Розрахунки проводять з різними значеннями t_к, t_ср, Δt та ξ та вибирають той з них, який забезпечує найвищу ефективність роботи (найменші витрати на електроенергію та воду).

У випарному конденсаторі основна частина теплоти відводиться за рахунок випаровування води, тому температура останньої практично не змінюється за висотою апарата, а саме . Цю температуру рекомендується приймати на 8–10°С вищою від температури межі охолодження для початкового стану повітря. Температура конденсації вища температури води приблизно на 3°С.

Кількість води, яка випаровується , де d₁ та d₂ – вологовміст повітря відповідно на вході та виході з конденсатора. Кількість свіжої води, яка додається в систему охолодження на 10–15% більша від G_в, що викликано винесенням краплин води разом з потоком повітря. Витрата повітря задається, або визначається за рівнянням

.

Тепловий баланс випарного конденсатора

, (8. )

де h₂ та h₁ – ентальпія повітря на виході та вході до конденсатора; h_ω – ентальпія насиченого повітря при температурі води; h_ср – середні температура повітря у конденсаторі.

Середня ентальпія повітря у конденсаторі не може бути визначена як середньоарифметична. Для виключення останньої запишемо рівняння (8. ) для елемента поверхні конденсатора

,

де h – поточне значення ентальпій повітря.

Інтегруючи останнє рівняння отримаємо

,

звідки (8. )

Величина визначається за формулами для поперечного обтікання пучків гладких чи ребристих труб. Швидкість повітря приймається в межах 3–6 м/с; більша швидкість призводить до значного винесення води з конденсатора.

Площа теплообмінної поверхні конденсатора визначається, також, умовами тепловіддачі від холодильного агента, що конденсується, до стінки та від стінки до плівки води, що стікає. Площа поверхні конденсатора за цими умовами можна визначити, вирішивши систему рівнять, яка для ребристої поверхні матиме вигляд:

(8. )

де – приведений до основної поверхні коефіцієнт тепловіддачі зі сторони води; та – основна та внутрішня поверхні 1 м ребристої труби.

Коефіцієнт розраховується за формулою (8. ). Попередньо значення визначають так само, як і для зрошувального конденсатора.

Вирішуючи систему рівнянь (8. ) знаходять величину та площу зовнішньої поверхні теплообміну

, (8.)

де – коефіцієнт оребрення.

Значення F_зов за рівняннями (8. ) та (8. ) повинні бути однаковими, в іншому випадку приймають інше значення чи G_п та повторюють розрахунок. Масову витрату води G_ω можна орієнтовно прийняти рівною 2,3 л/с на 100 кВт теплового навантаження конденсатора.

Загальна довжина ребристих (гладких) труб l у фронтальному перерізі конденсатора визначається з рівняння

.

Подальшу компоновку трубного пучка здійснюють з таким розрахунком, щоб забезпечити потрібну площу поверхні теплообміну та прийняту швидкість повітря у фронтальному перерізі.

Повітряні конденсатори.Порядок розрахунку повітряних конденсаторів такий самий, як і проточних. Попередньо задаються параметрами поверхні теплообміну, ступінь нагрівання та швидкість повітря. У фронтальному перерізі.

Масова витрата повітря знаходиться з теплового балансу конденсатора

, (8. )

де G_п – масова витрата повітря, м/с; t₁ та t₂ – температура повітря на вході та на виході з конденсатора.

Швидкість повітря приймається: для малих ХМ з герметичними компресорами – 3,5–4,5 м/с; для малих ХМ з відкритими компресорами – 4,5–6,5 м/с; для великих конденсаторів – 10 м/с і більше.

Коефіцієнт тепловіддачі зі сторони повітря визначають за залежностями для умов поперечного обтікання пучків горизонтальних ребристих труб.

Вибравши розрахункову залежність для розрахунку тепловіддачі при конденсації холодильного агента, складають систему рівнянь:

.

Після визначення q_вн та F_вн здійснюють компоновку пучка, яка як і у випадку випарного конденсатора, повинна забезпечити площу поверхні теплопередачі та прийняту швидкість повітря у фронтальному перерізі. Остання вимога виражається рівнянням

, (8.)

де F_ж – площа “живого”фронтального перерізу, м²; ω – швидкість повітря, м/с; ρ – густина повітря, кг/м³.

У випадку, коли величини G_п, визначені за рівняннями (8.) та (8. ) не співпадають, необхідно скоригувати значення швидкість повітря або ступінь нагрівання та повторюють розрахунок.

6. Випарники

Випарник є одним з елементів холодильної машини, у якому робоча речовина кипить за рахунок теплоти, що підводиться від джерела низької температури. Пара, що утворилася при кипінні холодильного агенту, відсмоктується з випарника компресором для здійснення подальших процесів циклу холодильної машини.

Залежно від покладеного в основу принципу випарники діляться на ряд груп:

За характером охолодного середовища розрізняютьвипарники для охолодження рідких холодоносіїв; повітря; твердих середовищ. Окрему групу складають випарники-конденсатори каскадних холодильних машин.

В залежності від умов циркуляції охолодного середовища розрізняють випарники із закритою системою циркуляції (кожухотрубні і кожухозмієвикові) та з відкритим рівнем (вертикально-трубні, панельні).

За характером заповнення робочою речовиною випарники бувають затопленими та незатопленими (зрошувальний, кожухотрубний із кипінням у трубах, змієвиковий із верхнім подаванням рідини).

Випарники можуть поділятися і на інші групи (залежно від того, на якій поверхні відбувається кипіння робочої речовини; за характером прямування робочої речовини та ін.).

Ця класифікація випарників у вигляді схеми представлена на рис.9.1.

Читайте також:

1. А. Розрахунки з використанням дистанційного банкінгу.
2. Адіабатичний тепловий вибух
3. АКТУАРНІ РОЗРАХУНКИ
4. Актуарні розрахунки
5. Безготівкові розрахунки
6. Безготівкові розрахунки із застосуванням платіжних доручень, платіжних вимог-доручень, платіжних вимог
7. Безготівкові розрахунки фізичних осіб розрахунковими чеками
8. Безготівкові та готівкові розрахунки
9. В. Розрахунки через Інтернет
10. Важливим параметром конденсаторів є пробивна напруга конденсатора. Чим вона більша, тим надійніший конденсатор, тим більша енергія може сконцентруватись на ньому.
11. Взаємні розрахунки між бюджетами.
12. Взаєморозрахунки з контрагентами та податковий облік: основні принципи

Переглядів: 3881