Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
"МУРМАНСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ"
Кафедра
энергетики и транспорта
Курсовая
работа по дисциплине "Применение тепловых насосов в системах теплоснабжения"
Тема:
"Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки"
Выполнил: студент группы ЭП-401
Комаров С.А.
Мурманск
2013
Содержание
1. Задание
. Расчёт необходимой
теплопроизводительности ТНУ
.1 Расчет тепловой мощности на горячее
водоснабжение
.2 Расчет потерь тепловой мощности в
трубопроводе от геотермального источника теплоты до испарителя
. Расчет рабочих процессов,
индикаторных показателей ТНУ
. Исходные данные для расчета
компрессора
. Расчет рабочих показателей
компрессора
.1 Расчёт компрессора в рабочих
условиях
.2 Расчёт компрессора в номинальных
условиях
.3 Подбор серийного компрессора
.4 Расчет коэффициента
преобразования
. Теоретическая и действительная
индикаторные диаграммы компрессора
. Выбор серийного компрессора
. Подбор серийного конденсатора
. Подбор серийного испарителя
. Подбор серийного переохладителя
Список использованной литературы
1.
Задание
Необходимо произвести расчет и выполнить подбор
серийного оборудования для ТНУ обеспечивающей горячее водоснабжение зимой
школьной столовой, реализующей готовую продукцию в МБОУ г. Мурманска СОШ № 17.
В столовой 150 посадочных мест и 11
санитарно-технических приборов с горячей водой: 4 в кухне и 7 в моечной.
Расчетная температура горячей воды 60 0С.
Температура холодной воды из водопровода 5 0С.
В качестве НПИ - геотермальное тепло.
Для обеспечения отбора теплоты от геотермального
низкопотенциального источника осуществляем бурение двух скважин на расстояние 5
метров в соответствии с «Инструкцией по безопасности одновременного
производства буровых работ, освоения и эксплуатации скважин на кусте» РД
08-435-02 глубиной 15 метров каждая.
В скважинах осуществляется прокладка
трубопровода с теплоизоляцией общей протяженностью 35 метров, состоящего из
двух U-образных труб.
Для обустройства теплонасосной установки можно
использовать свободное место, на территории школы непосредственно прилегающее к
помещению столовой, но с учетом расположения коммуникаций здания самой школы.
Чтобы избежать замерзания теплоносителя в
трубопроводе, в качестве теплоносителя предлагается использовать 36% раствор
этиленгликоля (температура кристаллизации -20 °С). Повышенная вязкость водного
раствора этиленгликоля в зоне отрицательных рабочих температур приводит к
значительному возрастанию гидравлических потерь на трение в трубопроводах и на
преодоление гидравлических сопротивлений. Также и значительное снижение, до
18%, теплоемкости и теплопроводности раствора этиленгликоля требует повышение
скорости циркуляции теплоносителя в системе. С целью минимизировать
нежелательные свойства этиленгликолевого раствора предусматривается установка
циркуляционного насоса в контур трубопровода.
В качестве хладогента в ТНУ применяется фреон R-22,
важным параметром для выбора фреона с учетом целей использования установки
является его нетоксичность. R-22 - широко известный и повсеместно одобренный
пользователями фреон; нетоксичен и невзрывоопасен (классификация безопасности
A1 ASHRAE); химически нейтрален к большинству конструкционных материалов;
обладает хорошими (по сравнению с другими фреонами) теплофизическими и
термодинамическими характеристиками; R22 является наиболее широко применяемым
хладоном во всем мире.
водоснабжение теплонаносный
компрессор
.
Расчёт необходимой тепловой мощности конденсатора ТНУ
.1 Расчет тепловой мощности на горячее
водоснабжение
Расчет производим в соответствии с методикой
СНиП 2.04.01-85* «Внутренний водопровод и канализация зданий».
. Определяем вероятность действия прибора.
где - норма расхода горячей воды в час
наибольшего водопотребления, в соответствии с пунктом 9 примечания 1 приложения
3 СНиП 2.04.01-85*, в предприятиях общественного питания, где приготовление
пищи не предусмотрено, нормы расхода воды следует принимать как разницу между
нормами в предприятиях, приготовляющих и реализующих пищу в обеденном зале и
продающих на дом, таким образом, л; - количество реализуемых блюд в
час, в соответствии с пунктом 9 примечания 1 приложения 3 СНиП 2.04.01-85*,
следует определить по формуле:
= 2,2 n m,
где n - количество посадочных мест;-
количество посадок, принимаемое для столовых открытого типа и кафе равным 2;
для столовых при промышленных предприятиях и студенческих столовых - 3; для
ресторанов - 1,5
Таким образом U=2,2*150*3 =
990;
= 0,2 л/с - секундный расход воды
отнесенный к одному прибору, в соответствии с п. 3.2 СНиП 2.04.01-85* для жилых
и общественных зданий, принимается по приложению 2 СНиП 2.04.01-85* для моек
(для предприятий общественного питания) со смесителем.- число
санитарно-технических приборов с горячей водой, 4 в кухне и 7 в моечной, всего
11.
Таким образом, получаем:
. Теперь определим вероятность
использования санитарно-технических приборов (возможность подачи прибором
нормированного часового расхода воды) в течение расчетного часа:
= 200 л/ч - часовой расход горячей
воды потребителем по приложению 3 СНиП 2.04.01-85*
. Так как ,больше 0,1, применяем далее табл.
2 Приложения 4, по которой определяем коэффициент:
При P*N=4,95, =2,558;
. Теперь мы можем определить
максимальный часовой расход горячей воды:
. Определяем максимальную тепловую
нагрузку ГВС (тепловой поток за период максимального водопотребления в течение
часа максимального потребления):
Учтем тепловые потери, приняв их
за5% от расчетной нагрузки, согласно СНиП 2.04.01-85*.
Пересчет на 60 °С
Принимая во внимание, что это максимальная тепловая нагрузка
ГВС, то целесообразно предусмотреть установку баков аккумуляторов, исходя из
этого, в дальнейших расчетах примем, что
.2 Расчет потерь тепловой мощности в
трубопроводе от геотермального источника теплоты до испарителя
На глубине 15 метров температура
постоянна и мало меняется, оставаясь на уровне 10 0С.
Трубопровод представляет собой две U-образные
трубки, заполненные 36% раствором этиленгликоля, общая длина трубопровода
приблизительно 35 метров, исходя из того, что потери тепла 30-70 Вт/м,
принимаем потери равными 50 Вт/м.
Таким образом, потери мощности
составят:
Таким образом, тепловая мощность в
конденсаторе ТНУ:
3. Расчет рабочих процессов,
индикаторных показателей ТНУ
Рисунок 1 - Принципиальная схема расчетной
теплонасосной установки
Температура кипения t0 принимаем на
8-10 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в газообразном состоянии
и на 5-7 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в жидком состоянии.
Принимаем Dtи
= 6 °С
0
= tи2 -Dtи
=4-6=-2 °С.
tи2 -
температура воды на выходе из испарителя.
Температура конденсации tк
напротив,
должна быть на 4-6 градусов выше температуры теплоносителя, уходящего из
конденсатора. В расчете обычно принимают конечную разность температур в
конденсаторе равной Dtк
= 4 °С
tк
= tк2+ Dtк
= 60+4=64 °С.
Рисунок 2 - Схема цикла теплонасосной установки
с обозначением узловых точек термодинамических процессов
Таблица 1 - Параметры хладагента в узловых
точках цикла теплового насоса
№
узловые точки
|
Температура
в точке, °С
|
Давление
в точке, МПа
|
Энтальпия
хладона i, (кДж/кг)
|
Уд.
объем паров V, (м3/кг)
|
1
|
-2
|
0,49
|
704
|
0,05
|
1’
|
10
|
0,49
|
712
|
0,055
|
2’
|
100
|
2,6
|
758
|
0,011
|
3
|
64
|
2,6
|
583
|
|
4
|
58
|
2,6
|
575
|
|
5
|
-2
|
0,49
|
575
|
0,02
|
Определяем удельную работу компрессора,
затрачиваемую на сжатие паров хладона.
Следует отметить, что процесс сжатия паров в
компрессоре близок к обратимому адиабатному, поэтому сжатие протекает по
изоэнтропе S=const и равна разнице энтальпий в точках 2'-1’, т.е.
la
= i2’
- i1’=758-712=46
кДж/кг
А так как необратимые энергетические потери в
компрессоре при сжатии паров хладона все же присутствуют, то и в расчете эти
потери должны учитываться - для этого делим приведенное уравнение на
индикаторный КПД компрессора hi,
т.е.
кДж/кг;
где lb -
внутренняя (адиабатная) работа на сжатие паров.
Индикаторный (адиабатный) КПД hi
определяется по эмпирическим формулам для аммиачных и фреоновых компрессоров
hi
= lw
+ bt0=0,804-0,0025
*2=0,799
где lw
- коэффициент подогрева паров хладона о стенки компрессора, что увеличивает их
объем, снижая этим, производительность компрессора, а также учитывает
сопротивление прохода паров хладона через щели клапанов или всасывающих окон;
b - эмпирический
коэффициент, для фреоновых компрессоров b=0,0025;
t0
- температура испарения хладона в полости испарителя.
Кроме приведенного уравнения, коэффициент
подогрева lw
в первом приближении можно определить как отношение
Но так как действительный процесс
сжатия в компрессоре протекает с необратимостью (из-за потери тепла в
окружающую среду и преодоление сопротивления потоком газа в узких щелях
нагнетательных клапанов и всасывающих окон), то процесс сжатия будет отличаться
от адиабатного на величину 2'-2. А действительный процесс сжатия будет
представлен некоторой политропой 1-2.
В связи с этим определяем энтальпию
рабочего агента на выходе паров из компрессора.
кДж/кг
Определяем удельный расход тепла на
единицу расхода рабочего тела в теплообменных аппаратах теплонасосной
установки.
а) Тепло, подводимое к хладону в
испарителе qo согласно схеме цикла.
o = i1
- i5=704-575=129 кДж/кг
б) Тепло, отводимое к теплоносителю
в конденсаторе
qкд
= i2 - i3=771-583=188 кДж/кг
в) Тепло, отводимое в переохладителе
ПО от хладона после конденсатора
qпо
= i3 - i4=583-575=8 кДж/кг
г) Тепло, подводимое в
переохладителе ПО к хладону после испарителя
qпг
= i1’ - i1=712-704=8 кДж/кг
д) Проверяем баланс тепла установки
по формуле
= lb + qo
+qпг = qкд
+ qпо + qкм=59+129+8=188+8=196
кДж/кг
при отсутствии внешнего охлаждения qкм
= 0
где qкд, qпо, qкм
- удельные расходы (отвод) теплоты в конденсаторе, переохладителе, компрессоре
на единицу расхода рабочего агента (кДж/кг).
Далее определяем расход хладона
(рабочего тела) в цикле, расчетную нагрузку отдельных аппаратов установки,
электрическую мощность компрессора и энергетические показатели теплонасосной
установки.
а) Рассчитываем массовый расход
рабочего агента при циркуляции в системе установки по уравнению:
кг/с
б) Рассчитываем объемную
производительность компрессора ТНУ по уравнению
Vкм
= G V1’=0,552*0,055=0,0304
м3/с
в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель
ТНУ по уравнению
Qисп
= G *qo
=0,552
*129=71,2 кВт
г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя
Qпо
= G qпо=0,552·8=4,416
кВт
Рассчитываем удельный расход энергии на единицу
полученного тепла Этн ТНУ по уравнению
где q
=
qо
+ (lа/hi);
hэм =
электромеханический КПД системы компрессор-приводной электродвигатель.
Рассчитываем электромеханический КПД hэм
по уравнению
hэм = hэд
hкм=0,92·0,97=0,892
где hэд
= КПД приводного эл. двигателя, может быть (от 0,85 до 0,92), принимаем 0,92;
hкм = механический КПД
компрессора на практике известно hкм
составляет от 0,93 до 0,97, принимаем 0,97.
Определяем электрическую мощность компрессора
для ТНУ
Nэ = Этн
=0,33·71,2=23,5 кВт
где Этн = удельный расход
электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;
Q0
- теплопроизводительность ТНУ, кВт.
Определяем коэффициент трансформации тепла m
по уравнению
В виду того, что разность температур (tн1
- tн2) и (tв1 - tв2)
невелики, а температуры низкого источника тепла tн и высокого близки
к температуре окружающей среды tос,
то среднюю температуру источников тепла можно определить как среднее
арифметическое значение этих температур, т.е., среднее значение температуры
нижнего источника тепла составит
К
А средняя температура верхнего
источника тепла равна
К
После определения средних
температур, определяем удельный расход электрической энергии в цикле по
уравнению
Полный КПД теплонасосной установки составит по
уравнению
4. Исходные данные для расчета
компрессора
Необходимо произвести тепловой
расчет компрессора и подобрать компрессор по данным, полученным ранее.
Таблица 2
Тепло
производительность, QТН,
кВт
|
Температура
НПИ, tИ, 0С
|
Температура
НПИ в ИС, t’И, 0С
|
Температура
НПИ из ИС, t”И, 0С
|
Температура
воды в конденсатор, t’К, 0С
|
Температура
воды из конденсатора, t“К, 0С
|
Рабочий
агент (марка)
|
17
|
+10
|
+10
|
+4
|
+5
|
+60
|
R-22
|
Таблица 3 - Параметры хладагента в узловых
точках теоретического цикла теплового насоса
№
узловые точки
|
Температура
в точке, °С
|
Давление
в точке, МПа
|
Энтальпия
хладона i, (кДж/кг)
|
Уд.
объем паров V, (м3/кг)
|
1
|
-2
|
0,49
|
704
|
0,05
|
1’
|
10
|
0,49
|
712
|
0,055
|
2’
|
100
|
2,6
|
758
|
0,011
|
3
|
64
|
2,6
|
583
|
|
4
|
58
|
2,6
|
575
|
|
5
|
-2
|
0,49
|
575
|
0,02
|
5. Расчет рабочих показателей компрессора
5.1 Расчёт компрессора в рабочих условиях
1) Удельная массовая
теплопроизводительность:
2) Действительная масса всасываемого пара:
3) Действительная объемная подача:
- удельный объем всасываемого
пара
4) Индикаторный коэффициент подачи:
- объемный коэффициент -
учитывает объем потери, вызванной обратным расширением пара;
- учитывает объемные потери,
вызванные сопротивлением клапанов.
P0 и РК
определяются по точкам.
ДРВС и ДРН -
потери давления (ДРВС ≈ 5 кПа; ДРН ≈ 10 кПа)
Для аммиачных компрессоров n
= 1,1, для хладоновых n
= 1,0.
Относительная величина вредного
пространства в зависимости от размеров и типа компрессора изменяется в пределах
С0 = 0,02 - 0,08.
5) Коэффициент невидимых потерь -
учитывает потери, вызванные теплообменом.
6) Коэффициент подачи:
7) Теоретическая объемная подача:
VД - действительная
подача
8) Удельная объемная
теплопроизводительность в рабочих условиях:
Подберем
компрессор по тепопроизводительности ТНУ и теоретической объемной подачи,
выбираем компрессор
Таблица
4
Марка
компрессора
|
Хладагент
|
Расположение
цилиндров
|
Число
цилиндров
|
Частота
вращения, с-1
|
Теоретическая
объемная подача, м3/с
|
Номинальная
тепло производительность, кВт
|
Габаритные
размеры, мм
|
Масса,
кг
|
|
|
|
|
|
|
|
длина
|
ширина
|
высота
|
|
D8SJ
4500
|
R22
|
W
|
8
|
50
|
0,0503
|
80,5
|
835
|
590
|
670
|
366
|
5.2 Расчёт компрессора в номинальных условиях
Рисунок 3 - Цикл ТНУ при номинальных условиях
работы компрессора
Таблица 5 - Параметры хладагента в узловых
точках цикла теплового насоса при номинальных условиях работы компрессора
№
узловые точки
|
Температура
в точке, °С
|
Давление
в точке, МПа
|
Энтальпия
хладона i, (кДж/кг)
|
Уд.
объем паров V, (м3/кг)
|
1
|
-15
|
0,3
|
796
|
|
1’
|
-3
|
0,3
|
|
0,08
|
2’
|
82
|
1,2
|
|
|
3
|
30
|
1,2
|
|
|
4
|
24
|
1,2
|
528
|
|
5
|
-15
|
0,3
|
528
|
|
Для того, чтобы найти номинальную удельную
объемную теплопроизводительность выбранного компрессора и уточнить выбор
проводим расчет компрессора в его номинальных условиях: tк
= 30°С, tо = -15°С
) Удельная массовая теплопроизводительность
хладагента в номинальных условиях, кДж/кг:
кДж/кг
)Удельная объёмная
теплопроизводительность в номинальных условиях, кДж/мі:
кДж/мі
)Коэффициент невидимых потерь -
учитывает потери, вызванные теплообменом.
4)Индикаторный коэффициент подачи в
номинальных условиях:
5)Коэффициент подачи компрессора в
номинальных условиях:
5.3 Подбор серийного компрессора
Номинальная теплопроизводительность:
Найденная номинальная
теплопроизводительность удовлетворяет характеристикам выбранного компрессора,
поэтому окончательно выбираем:
Таблица 6
Марка
компрессора
|
Хладагент
|
Расположение
цилиндров
|
Число
цилиндров
|
Частота
вращения, с-1
|
Теоретическая
объемная подача, м3/с
|
Номинальная
тепло производительность, кВт
|
Масса,
кг
|
|
|
|
|
|
|
|
длина
|
ширина
|
высота
|
|
D8SJ
4500
|
R22
|
W
|
8
|
50
|
0,0503
|
80,5
|
835
|
590
|
670
|
366
|
5.4 Расчет коэффициента преобразования
) В теоретическом процессе сжатие пара
совершается адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается
адиабатической мощностью:
2) Индикаторный коэффициент полезного действия:
в - эмпирический коэффициент.
Для хладоновых машин: в = 0,0025
) Индикаторная мощность:
) Мощность трения:
РТР - удельное давление
трения
РТР = 19-39 кПа - для непрямоточных
машин.
) Эффективная мощность:
) Мощность на валу двигателя:
,
где зпер = 0,96-0,99 -
КПД передачи.
) Эффективная удельная
теплопроизводительность
8) Тепловой поток в конденсаторе:
9) Коэффициент преобразования
КОП = е + 1
КОП = 1,51 +1 =2,51
6. Теоретическая и действительная
индикаторные диаграммы компрессора
Теоретический рабочий процесс
компрессора показан на рис. 2 в виде индикаторной диаграммы, которая представляет
собой запись изменяющегося давления в цилиндре по ходу поршня в обе стороны.
При движении поршня вправо пар всасывается в цилиндр компрессора по линии 4-1
при постоянном давлении р0; при обратном движении поршня пар
сжимается в процессе 1-2 от начального давления р0 до конечного рк,
а затем выталкивается по линии 2-3 при постоянном давлении рк. В
теоретическом компрессоре отсутствует мертвое пространство, поэтому линия 3-4
совпадает с осью ординат, т. е. в мертвой точке давление изменяется мгновенно
от рк до р0. Кроме того, в нем принимается равным нулю
гидравлическое сопротивление всасывающих и нагнетательных клапанов, т. е. линии
4-1 и 2-3 совпадают с линиями р0; рк = const.
В идеальном компрессоре нет
мертвого пространства, трения в движущихся частях; отсутствуют клапаны и,
следовательно, потери давления в них; температура всасываемого пара равна
температуре стенок цилиндра, а следовательно, нет вредного теплообмена.
Давление всасывания постоянно и равно давлению кипения, а постоянное давление
нагнетания равно давлению конденсации. Отсутствуют перетечки пара через
неплотности.
Действительный рабочий процесс
компрессора отличается от теоретического тем, что расширяется пар, оставшийся в
мертвом пространстве; существуют гидравлические сопротивления всасывающих и
нагнетательных клапанов, теплообмен пара в процессе всасывания, неплотности, а
также трение в трущихся частях компрессора. Все эти факторы уменьшают
холодопроизводительность компрессора и увеличивают затраты работы, а мертвое
пространство и сопротивление клапанов изменяют его индикаторную диаграмму (рис.
2). При наличии мертвого пространства процесс нагнетания сжатых паров
заканчивается в точке 3, не лежащей на оси р. В мертвом пространстве остаются
сжатые пары, которые при обратном ходе поршня расширяются в процессе 3-4 до
давления, несколько меньшего, чем давление в испарителе р0.
Минимальное давление пара в точке 4 характеризует момент открытия всасывающего
клапана, затем давление повышается, и происходит процесс всасывания пара 4-1.
Когда всасывающий клапан закроется, начинается процесс сжатия пара 1-2 до
давления, несколько большего, чем давление в конденсаторе. Максимальное
давление в точке 2 характеризует момент открытия нагнетательного клапана и
начало процесса нагнетания 2-3.
Рисунок 4 - Индикаторные
диаграммы компрессора: а - теоретический рабочий процесс; б - действительный
рабочий процесс
7. Подбор серийного
компрессора
Поршневые компрессоры
различаются по следующим признакам:
· типу
кривошипно-шатунного механизма - крейцкопфные и бескрейцкопфные;
· направлению
движения паров хладагента в цилиндре - прямоточные и непрямоточные;
· числу ступеней
сжатия - одно-, двух-и трехступенчатые;
· количеству
цилиндров - одно- и многоцилиндровые (2, 4, 6, 8 и 16);
· расположению осей
цилиндров - горизонтальные, U-,
W-, UU-
и звездообразные
· конструкции корпуса
компрессора - блок-картерные и блок-цилиндровые;
· характеру
охлаждения - с водяным и воздушным охлаждением, и т. д. Наибольшее
распространение получили бескрейцкопфные компрессоры.
Таблица 7 Компрессор подбираем по теоретической
объемной подаче и номинальной производительности:
Марка
компрессора
|
Хладагент
|
Расположение
цилиндров
|
Число
цилиндров
|
Частота
вращения, с-1
|
Теоретическая
объемная подача, м3/с
|
Номинальная
тепло производительность, кВт
|
Габаритные
размеры, мм
|
Масса,
кг
|
|
|
|
|
|
|
|
длина
|
ширина
|
высота
|
|
D8SJ
4500
|
R22
|
W
|
8
|
50
|
0,0503
|
80,5
|
835
|
590
|
670
|
366
|
Рисунок 5 - Компрессор D8SJ 4500
8. Подбор серийного конденсатора
Выбор конденсатора заключается в определении их
площади теплопередающей поверхности. Площадь теплопередающей поверхности:
,
где - тепловой поток в конденсаторе
K=700-1050
- средний логарифмический
температурный напор.
Таблица 8
Конденсатор
|
Действительная
площадь наружной поверхности теплообмена, м2
|
Длина
труб l, м
|
Диаметр
обечайки D, мм
|
Число
труб, п
|
Число
ходов, z
|
КТР-6
|
6,8
|
1,5
|
219
|
29
|
4;
2
|
Рисунок 6 - Горизонтальный конденсатор КТР-6
Кожух выполнен из стальной трубы. К одному концу
кожуха приварено глухое сферическое донышко, к другому - фланец. К фланцу на
шпильках крепится вставная трубная секция конденсатора из медных труб. Трубки с
одного конца развальцованы в отверстиях трубной решетки, а с другого соединены
попарно калачами. На трубы насажены плоские ребера из оцинкованной стали
толщиной 0,5 мм.
К кожуху сверху приварен штуцер для подачи паров
фреона в межтрубное пространство, снизу - сборник с патрубком и запорным
вентилем для отвода жидкого холодильного агента. Сборник и свободное от труб
нижнее пространство внутри кожуха являются ресиверной частью конденсатора. На
боковой стенке приварен штуцер для предохранительной пробки. Отверстие пробки
залито легкоплавким сплавом (висмут 50%, олово 13,3%, свинец 26,7%, кадмий
10%). При температуре 65…700С сплав пробки расплавляется и освобождает
отверстие для выхода фреона (аммиака) наружу, чем и предохраняет конденсатор от
разрушения. Трубная решетка закрыта чугунной крышкой с патрубком для входа и
выхода воды и перегородками на внутренней стороне, обеспечивающими
четырехходовое движение воды по трубам.
Фреон конденсируется в межтрубном пространстве,
а охлаждающая вода циркулирует внутри труб змеевика.
9. Подбор серийного испарителя
При выборе испарителя определяется его площадь
теплопередающей поверхности.
Площадь теплопередающей поверхности:
,
где - холодопроизводительность
холодильной установки, Вт,
Ɵ = 8,7 °С- средний температурный
напор.
Таблица 9
Испаритель
|
Площадь
наружной поверхности, м2
|
Размеры
кожуха, мм
|
Число
труб
|
Число
ходов
|
Диаметр
штуцеров, мм
|
Масса,
кг
|
|
|
D
|
L
|
|
|
жидкостного
|
всасывающего
|
хладоносителя
|
|
ИТР-12
|
12
|
325
|
1415
|
70
|
6
|
25
|
50
|
50
|
300
|
Рисунок 7 - Фреоновый кожухотрубчатый испаритель
ИТР
Фреоновые горизонтальные кожухотрубчатые
испарители типа ИТР для охлаждения теплоносителя аналогичны по конструкции
аммиачным кожу-хотрубчатым испарителям. Главное отличие фреоновых испарителей
заключается в том, что в них применяют медные трубы с накатными наружными
ребрами. В холодильных машинах, работающих на фреоне-22, допускается применение
гдадкотрубных испарителей.
Испаритель представляет собой горизонтальный цилиндрический
кожух с приваренными на концах трубными решетками. В отверстиях трубных решеток
развальцованы медные трубы диаметром, по которым протекает рассол, делая в них
6 ходов, что достигается устройством перегородок в крышках. Рассол поступает
через нижний патрубок, приваренный к крышке, а выходит через верхний патрубок.
Жидкий хладоагент поступает в межтрубное пространство через штуцер, приваренный
к нижней части кожуха, образующийся пар отсасывается сверху через сухопарник.
Кожухотрубные испарители более просты в
изготовлении, компактнее и дешевле по сравнению с вертикальнотрубными. Они
позволяют применять закрытую систему циркуляции теплоносителя, что уменьшает
расход соли на пополнение концентрации рассола, ослабляет коррозию труб и
сокращает расход энергии на насосы вследствие уменьшения их напора. Недостатком
этих испарителей является опасность повреждения труб из-за замерзания в них
рассола при случайной остановке рассольного насоса или при недостаточной
концентрации рассола.
10. Подбор серийного переохладителя
Переохладители подбирают по теплопередающей
поверхности:
Таблица 10
Марка
|
Поверхность
охлаждения, м2
|
Условные
проходы патрубков, мм
|
Масса,
кг
|
Габаритные
размеры, мм
|
|
|
жидкого
|
газообразного
|
|
|
ТФ2-25
|
0,3
|
10
|
32
|
15,5
|
615х240х180
|
Рисунок 8 - Переохладитель ТФ2-32: 1 - змеевик;
2 - корпус; 3 - донышко с фланцем; 4 - штуцер; 5 - гайки накидные; 6 -
прокладки; 7 - ниппель, 8 - заглушка; 9 - фланец;
Переохладители применяют в холодильных
установках для охлаждения водой жидкого холодильного агента ниже температуры
конденсации.
Теплообменник ТФ2-32. Это змеевиковый
фреоновый теплообменник. Обечайка изготовлена из трубы диаметром 108x4 мм, к
которой приварены донышки. К донышкам обечайки приварены патрубки с квадратными
фланцами, а к медному трубчатому змеевику, расположенному внутри обечайки, -
штуцера с ниппельными соединениями. По змеевику движется жидкий фреон, а по
межтрубному пространству - газообразный.
Список использованной литературы
1. Кондрашов Н.Г., Лашутина Н.Г.
Холодильно компрессорные машины и установки. - 3-е изд. - М. Высш. шк., 1984. -
335 с.
2. Рей Д., Макмайкл Д.,
Тепловые насосы: пер. с англ. - М.: Энергоиздат, 1982. - 224
. Малышев В.С. Методические
указания к расчетно-графическому заданию. - Мурманск: Мурманский
государственный технический университет, 2009. - 38с.
. Зеликовский И.Х., Каплан
Л.Г., Малые холодильные машины и установки - М.: Агропромиздат, 1989. - 672 с.
. Харитонов В.П., Пособие для
машинистов холодильных установок - М.: Пищевая промышленность, 1977. - 344 с.
. Розенфельд Л.М., Ткачев
А.Г., Холодильные машины и аппараты - М.: Госторгиздат, 1960. - 656 с.