Курсовая по расчету кожухотрубного теплообменника. Расчет компрессионной холодильной установки г. Барнаул,хладагент

• Название: Расчет компрессионной холодильной установки г. Барнаул,хладагент
• Анкор: Курсовая по расчету кожухотрубного теплообменника
• Дата: 18.01.2023
• Размер: 2.02 Mb.
• Имя файла: Dobit_kursach_73_Barnaul.docx
• Тип: Пояснительная записка; #893518
• страница: 3 из 5

Тепловой расчет и выбор компрессора

При проектировании холодильных установок в качестве исходных данных обычно задаются холодопроизводительностью и режимом работы машин. Для выбора компрессора необходимо найти номинальную холодопроизводительность, а также теоретическую объемную подачу и мощность двигателя. Тепловой расчет компрессора производится после построения цикла в порядке, приведенном ниже.
Удельная холодопроизводительность цикла, кДж/кг

(2.1)

кДж/кг.
Так как рабочие процессы в компрессорах объемного сжатия можно считать изоэнтропными лишь теоретически, то в расчетах реальных установок необходимо учитывать индикаторный КПД компрессора:

	(2.2)

где – коэффициент невидимых потерь;

в – эмпирический коэффициент, равный: 0,001 – для бескрейцкопфных машин.
Индикаторный коэффициент подачи

(2.3)

где – депрессия соответственно при нагнетании и всасывании, принимают 5–10 кПа;

– коэффициент мертвого пространства, равный отношению объема мертвого пространства к объему, описанному поршнем; в расчетах принимается равным
Коэффициент невидимых потерь для бескрейцкопфных компрессоров

(2.4)

,
для крейцкопфных

(2.5)

Коэффициент подачи компрессора

(2.6)

Энтальпия рабочего агента на выходе из компрессора с учетом индикаторного КПД

(2.7)

, кДж/кг.
Удельная работа сжатия компрессора на 1кг пара

(2.8)

, кДж/кг,
Удельная работа сжатия компрессора с учетом его электромеханического КПД

(2.9)

, кДж/кг,
где – электромеханический КПД компрессора, принимаемый равным 0,9 – 0,93.
Удельная тепловая нагрузка на конденсатор

(2.10)

, кДж/кг.
Холодильный коэффициент цикла

(2.11)

,
Масса циркулирующего хладагента

(2.12)

, кг/с.
Действительный объем пара, засасываемого в компрессор

(2.13)

, м³/с.
Объемная холодопроизводительность

(2.14)

, кДж/м³.
Теоретическая объемная подача компрессора

(2.15)

Вследствие того, что в паспорте компрессора указаны параметры при работе в стандартных условиях (t₀= –15 С, t_к=30 С, t_вс= –10 С, t_п=25 С), то необходимо пересчитать холодопроизводительность компрессора на заданные параметры. Для этого необходимо построить цикл для заданного рабочего вещества при стандартных условиях и произвести тепловой расчет.

(Цикл для стандартных условий представлен ниже)
Удельная объемная холодопроизводительность в стандартных условиях

(2.16)

, кДж/м³.
где – удельная массовая холодопроизводительность и удельный объем, рассчитанные при стандартных условиях.
Коэффициент подачи компрессора в стандартных условиях

(2.17)

Стандартная холодопроизводительность

(2.18)

, кВт.

Расчёт для стандартных условий окончен.

Адиабатная мощность компрессора

(2.19)

, кВт.
Индикаторная мощность

(2.20)

, кВт.
Мощность трения

(2.21)

кВт,
где P_тр– удельное давление трения: 49 – 69 Па – для бескрейцкопфных прямоточных аммиачных машин.
Эффективная мощность

(2.22)

, кВт
Электрическая мощность двигателя

(2.23)

, кВт.
По стандартной холодопроизводительности и мощности двигателя выбирается компрессор (прил. 3, табл. П 3.1) и записываются его характеристики.
По стандартной холодопроизводительности и электрической мощности двигателя выбирается компрессор (прил. 3, табл. П 3.1) П-165 с параметрами (таблица 2.1).
Таблица 2.1 – Параметры компрессора

Марка	Диаметр цилиндра, мм	Ход поршня, мм	Теоретическая объемная подача, м3/с	Частота вращения, с–1	R717
					Холодопро-изводитель-ность, кВт	Потребляемая мощность, кВт
П-165	115	82	0,125	24	207	59

1. 
   
   

3. 
   Тепловой расчет конденсатора
   

1. 
   Расчет поверхности конденсатора
   

Нагрузка конденсатора

^Q_{к =} Q₀ N_дв, кВт ^(3.1)
, кВт
Расход охлаждающей воды в конденсаторе
, кг/с. (3.2)
, кг/с

Среднелогарифмическая разность температур
, (3.3)


где t_б – большая разность температур между потоками в конденсаторе, ^оС.

t_м – меньшая разность температур между потоками в конденсаторе, ^оС.
Задавшись скоростью воды для аммиачных конденсаторов =2, м/с, из справочников [2; 3] находим коэффициент теплопередачи =2,4, кВт/(м^2.оС).


Коэффициент теплоотдачи в реальных условиях
, кВт/(м^{2 .о}С),(3.4)

где =0,45, термическое сопротивление стенки (м^{2 .о}С)/кВт выбираем по табл. 3.1.
Внутренняя поверхность теплообмена конденсатора
, м². (3.5)
, м².

Выбираем аппарат с близкой площадью поверхности. Параметры выбранного кожухотрубного горизонтального аммиачного конденсатора представлены в табл. 3.2. (Г.Н. Данилова «Теплообменные аппараты холодильных установок» с.109 табл.4.4)
Таблица 3.2 - Параметры кожухотрубного горизонтального аммиачного конденсатора

ММарка конденсатора	Площадь действительной наружной поверхности, м2	Объём пространства, м3		Диаметр обечайки, мм		Число труб		Длина труб, м		Число ходов
		межтрубного	трубного
ТГ-40	40	0,53	0,25		600		216		3		8

3.2. Теоретический расчет коэффициента теплопередачи
Рекомендованное значение коэффициента теплопередачи должно быть проверено по формуле
, Вт/(м^{2 .о}С) (3.6)
, Вт/(м^{2 .о}С)
где F_вн/ = d_вн/d_н - гладкотрубный аппарат;

– коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на пучке труб, Вт/(м^2.оС);

Е_н– эффективность наружной поверхности.
, (3.7)

где α_конд – коэффициент теплообмена при конденсации на пучке труб, Вт/(м²∙^оС), определяется по формуле.
, (3.8)

B = 7702– коэффициент теплоотдачи одной трубе из табл. П 3.3 (прил. 3) при t_к=33,5 ºC;

– среднее количество труб по вертикали:
, шт, (3.9)

гдеn_общ– общее число труб;

S_г, S_в – шаг труб по горизонтали и вертикали (равнопроходное пространство, шаг 0,025 мм).

α_в– коэффициент теплоотдачи от воды к стене трубы, Вт/(м^{2 .о}С),
, Вт/(м^2.оС). (3.10)
Вт/(м^2.оС).
Е_вн – эффективность внутренней поверхности, для гладкотрубных аппаратов.
Число Нуссельта
. (3.11)

где Pr_ж– число Прандтля при t_в^ср=28,5 ºC;

Pr_с– число Прандтля при температуре стенки 30,5 ºC;

Е_e – коэффициент изменения среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы. (L/d=3/0,025=120>50. => E_e=1)

Число Рейнольдса

, (3.12)

где v – линейная скорость, м/с;

d – внутренний диаметр трубки конденсатора (труба 25x2, внутренний 21 мм, наружний 25 мм);

λ -теплопроводность воды и υ-кинематическая вязкость принимаются по [2;3] при t_к=33,5 ºC.
Линейная скорость
, м/с, (3.13)

, (3.14)

где ρ – плотность воды при =28,5 ºC;

n–число труб, шт;

s – число ходов, шт.
Оптимальное значение удельного теплового потока определяется графически.

Строятся графики двух тепловых потоков со стороны воды и пара соответственно: и , (рис. 3.2)



Рис. 3.2. Графическое определение искомого теплового потока q_иск=6,38
, (3.33)

. (3.34)

Окончательно поверхность аппарата.
, м². (3.35)
, м².