4.4. Вспомогательное оборудование для трансформаторов теплоты

Ресиверы.

Применяются линейные, циркуляционные, дренажные, защитные ресиверы.

Линейные ресиверы должны вмещать не менее 30% объёма контура.

Циркуляционные ресиверы должны быть рассчитаны на прием сверх рабочего заполнения жидкого хладоагента, сливаемого из приборов охлаждения. Это коли­чество составляет не менее 30% от общего количества хлад­агента в испарительной системе.

Дренажные ресиверы должны обеспечивать возможность слива аммиака из приборов охлаждения самой крупной камеры хранения или замораживания.

Защитные ресиверы должны вмещать не менее 30% жидкости, которая содержится в приборах охлаждения, в случае выброса ее из батарей при повышенных тепловых нагрузках. В схемах с регулированием за­полнения охлаждающих приборов по перегреву пара можно устанавливать один защитный ресивер. Если обеспечить выход перегретого пара из охлаждающих приборов не удается, то следует включать два ресивера, которые будут работать поочередно.

При определении расчетного объема ресиверов всех типов следует учитывать, что заполнение их при любых обстоятельствах не должно превышать 80% объе­ма. Поэтому в соответствии с требованиями правил техники безопасности расчетный объем всех типов ресиверов увеличивают на 20%.

Рабочее заполнение ресиверов: линейных — 50%, циркуляционных — 30%.

Дренажные и защитные ресиверы при работе установки не заполнены.

Отделители жидкости.

Служат для защиты компрессоров от попадания жидкого хладоагента и, следовательно, от гидроударов.

Скорость пара в сосуде должна быть не более 0,5 м/с. Давление до 15 кгс/см².

Промежуточные сосуды.

Служат для промежуточного охлаждения и сепарации пара после I ступени двухступенчатой машины.

Маслоотделители.

Служат для отделения масла, уносимого из компрессора вместе с парами хладоагента, т.к. фреоны хорошо растворяют фреоновое масло.

Лучше всего маслоотделители с водяным охлаждением (МОВ).

Дополнительное оборудование.

Кроме перечисленного оборудования используются также: промежуточные ёмкости, арматура (вентили, обратные клапаны, предохранительные клапаны и др.), трубопроводы, контрольно – измерительные приборы и автоматика (КиП и А) и многое другое.

4.5. Тепловой расчет теплообменых аппаратов для трансформаторов теплоты

Поверхности теплообмена

Основная цель теплового расчёта определение поверхностей теплообменных аппаратов, которые в соответствии с формулами теплопередачи вычисляются по формулам:

• внутренняя поверхность, м²:

, (4.1)

где k₁ – коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности труб, Вт/(м²_*К):

, (4.2)

Q – тепловая мощность теплообменного аппарата, Вт; t_ср – средний температурный напор, ^оС; ₁ – коэффициент теплоотдачи внутри труб; ₂ – коэффициент теплоотдачи снаружи труб;  – теплопроводность стенки трубы; d₁, d₂ – внутренний и наружный диаметры труб, соответственно, м.

• наружная поверхность, м²:

F₂ = , (4.3)

где k₂ – коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверхности труб, Вт/(м²_*К):

, (4.4)

остальные обозначения те же, что и выше.

Длина труб (м ) определяется по формуле:

(4.5)

где – линейный коэффициент теплопередачи, Вт/(м_*К).

В аппаратах с оребрением на трубах:

; (4.6)

, (4.7)

где k_ор1 и k_ор2 – коэффициенты оребрения внутренней и наружной поверхностей.

Для гладкотрубных аппаратов: k_ор1 = k_ор2 = 1. Для аппаратов с накатанными рёбрами: k_ор1 и k_ор2 рассчитываются по фактическому отношению поверхностей: оребрённой и гладкой.

Для аппаратов воздушного охлаждения оребрение выполняется со стороны воздуха (т.е. на наружной поверхности труб):

k_ор1 = 1; k_ор2 = F_ор/F_гл .

Для аппаратов с внутренним оребрением:

k_ор1 = F_ор/F_вн; k_ор2 = 1.

В аппаратах с оребрением на плоских поверхностях коэффициент теплопередачи, отнесённый к оребрённой поверхности:

, (4.8)

где k_op = F_pc/F_c – коэффициент оребрения;  и  – толщина и теплопроводность стенки; ₁ – коэффициент теплоотдачи с гладкой стороны; _2пр – приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны оребрения.

Коэффициент теплопередачи, отнесённый к гладкой поверхности:

. (4.9)

Влияние оребрения на коэффициент теплоотдачи.

Со стороны оребрённой поверхности коэффициент теплоотдачи рассчитывают как приведенный с учётом оребрения:

, (4.10)

где F_р – поверхность всех рёбер; F_п – поверхность, не занятая рёбрами (промежутки); F_рс = F_р + F_п – полная оребренная поверхность; Е – коэффициент эффективности ребра; ₂ – коэффициент теплоотдачи на ребрах и промежутках между ними (при условии их равенства).

Если на рёбрах и промежутках коэффициенты теплоотдачи разные, то приведенный коэффициент теплоотдачи определяется по формуле:

, (4.11)

где _2р – коэффициент теплоотдачи на ребрах; _2п – коэффициент теплоотдачи на промежутках между рёбрами.

В аппаратах с насаженными на трубы рёбрами необходимо учитывать контактное сопротивление между трубой и рёбрами, что уменьшает коэффициент эффективности рёбер:

Е_р = Е^. C_к + [(1 – Е^. С_к)^. (1 – δ_р/S_р)]/k_ор , (4.12)

где δ_р – толщина ребра; S_р – шаг между рёбрами. k_ор – коэффициент оребрения; С_к – коэффициент, учитывающий контактное сопротивление; Е – коэффициент эффективности ребра без учёта контактного сопротивления.

Если контакт заполнен припоем или другой металлизацией, то С_к = 1.

Если не заполнен, но посадка с натягом на обезжиренную трубу, то С_к = 0,950,98.

Для всех остальных случаев насадных рёбер:

kор 10 15 20 25

Ск 0,70,86 0,60,8 0,550,75 0,50,7

Коэффициент эффективности ребра определяется формуле:

Е = , (4.13)

г де m = ; h – условная высота ребра;  – теплопроводность ребра; _р – толщина ребра; _2пр – приведенный коэффициент теплоотдачи на ребрах.

Формулы для определения h

Тип ребра:

• п рямое: h = h;

• круглое диаметром D:

h = а(1 + 0,35ln), где  = D/d; а = 0,5(D – d);

• к вадратное со стороной В:

h = 0,5d_н·( - 1)^. (1 + 0,35·ln()), где  = 1,15·В/d_н.

При расчёте теплообменной поверхности, охлаждающей влажный воздух, необходимо учитывать увлажнение поверхности за счёт конденсации влаги из воздуха:

, (4.14)

где – приведенный коэффициент теплоотдачи в сухом воздухе; h_в , t – изменение энтальпии и температуры влажного воздуха; С_р – теплоёмкость сухого воздуха.

Определение коэффициентов теплоотдачи при конденсации

В зависимости от типа конденсатора конденсация может происходить в межтрубном пространстве или в трубах.

а) Конденсация в межтрубном пространстве горизонтального пучка труб.

Для неподвижного пара:

 = _N^. m^0,167 , (4.15)

где m – приведенное число труб в вертикальном ряде пучка; _N – коэффициент теплоотдачи при конденсации на одиночной трубе в неподвижном паре.

_N = 0,728 В^. , (4.16)

где t = t_н – t_с – разность температур между насыщенным паром и стенкой труб; d_н – наружный диаметр труб, м; В – коэффициент, зависящий от свойств рабочего тела и температуры конденсации.

Значения В (Вт/(м^{1/4 .} К^3/4) )

Хладоагент	Температура конденсации
	20	30	40	50	60
Вода Аммиак R 22 R 12	8442 7914 1656 1450	9060 7760 1555 1398	9678 7595 1447 1340	10184 7402 1324 1277	10691 7135 1185 1203

Для движущегося пара сначала определяется коэффициент теплоотдачи для верхнего ряда труб пучка.

, (4.17)

где _п, W_п – плотность и скорость пара в узком сечении пучка; _ж, _ж – плотность и теплопроводность жидкого хладоагента (конденсата).

Затем определяется средний коэффициент теплоотдачи для всего пучка:

_пучка = ₁^.0,84^. m^–0,07/[1– (1– ^0,84)], (4.18)

где  – степень конденсации пара на пучке:

 = . (4.19)

При наличии оребрения нужно учитывать эффективность рёбер, как показано выше.

б) Конденсация пара в трубах.

При такой конденсации коэффициент теплоотдачи рассчитывают по формуле конвективного теплообмена с учётом поправки:

 = C^. Rе^{0,8 .} , (4.20)

где ; C – коэффициент, равный: 0,024 – для стальных труб, 0,026 – для латунных труб, 0,032 – для медных труб;

Re = – число Рейнольдса; W_см – средняя скорость смеси в трубе:

W_см = , (4.21)

где _ж – кинематическая вязкость конденсата хладоагента при температуре насыщения – t_н; Рr_ж – число Прандтля для конденсата при t_н; _ж – теплопроводность конденсата при t_н; х₁ и х₂ – паросодержание потока на входе и выходе из трубы, соответственно; _ж и _п – протности конденсата и пара хладоагента при t_н.

Примерные коэффициенты теплопередачи при конденсации – k, Вт/(м² К):

• в кожухотрубчатых конденсаторах:

горизонтальных для аммиака 700…1000;

вертикальных – 800;

горизонтальных для фреонов – 700;

• в оросительных 700…930:

• в конденсаторах воздушного охлаждения – 30…35.

Расчет конденсатора сводится к определению площади теплопередающей по­верхности, по которой подбирают один или несколько конденсаторов с суммар­ной площадью поверхности, равной расчетной с коэффициентом запаса 1,25. Площадь теплопередающей поверхности конденсатора F (м²) определяют по формуле:

, (4.22)

где Q – тепловая мощность конденсатора; k – коэффициент теплопередачи; t_ср – средний температурный напор.

Затем рассчитывают расход воды или воздуха и производят подбор насосов или вен­тиляторов.

Особенности расчета конденсаторов

Теплоотдача при конденсации пара зависит от разности температур насыщенного пара и стенки. При расчётах конденсаторов температура стенки t_с предварительно принимается (в первом приближении) как средняя арифметическая между температурой насыщения пара и охлаждающего теплоносителя, а затем определяется аналитическим (метод итераций) или графическим способом.

Аналитический способ изложен выше и в приложениях 1 и 4 к методическим указаниям по выполнению курсовой работы.

• Задают температуру стенки: t_с = (t_в^ср + t_н)/2.

• Рассчитывают коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи:

k₂ = . (4.23)

• Уточняют температуру стенки:

t_с = t_в^ср + k_2*(t_н – t_в^ср)/ ₁. (4.24)

• Повторяют расчет с новым значением температуры стенки до тех пор, пока разница между новым значением и предыдущим не станет менее 1^оС.

Графический способ

Линейный тепловой поток, отнесённый к наружной поверхности и рассчитанный изнутри трубки:

(4.25)

должен быть равен аналогичному потоку, рассчитанному снаружи трубки:

q_2L = ₂(t₂ – t_c)^. d₂  А(t₂ – t_c)^0,75 , (4.26)

т.к.

₂ = 0,728·В^. . (4.27)

По этим формулам строятся графики зависимостей q_1L и q_2L от температуры стенки t_C. Точка пересечения кривых даст искомую величину температуры стенки.

Определение коэффициента теплоотдачи при кипении хладоагентов

а) Кипение на трубных пучках:

аммиака:

_п = 13,6q^0,6, (4.28)

где q – плотность теплового потока Вт/м² (для q = (15…38)^. 10³ Вт/м² и

t_о = 37… 0 ^оС).

фреонов:

_п= _рк^. _п, (4.29)

где _рк = А·q^0,75(R_z/R_эт)^0,2; ; А – коэффициент, имеющий следующие значения:

to  20 10 0 10 20

R 12 0,93 1,084 1,285 1,543 1,865

R 22 1,178 1,408 1,707 2,090 2,569

R_z = 3…6мкм  шероховатость промышленных труб;

R_эт = 1мкм  шероховатость эталонных труб;

_п  поправочный коэффициент для пучка, который определяется по следующим данным:

R 22 R 12

Q/to	20	10	+10 оС		Q/to	20	10	+10 оС
2 4 6 8	2,25 2,0 1,8 1,75	2,1 1,8 1,7 1,6	1,75 1,6 1,45 1,35		2 4 6 8	2,4 2,0 1,8 1,7	2,2 1,8 1,6 1,4	2,0 1,7 1,5 1,3

Можно рассчитывать коэффициент теплоотдачи при кипении по приближённой формуле:

_п = С_п^. q^0,5Р_о^0,25(S/d) ^0,45 , (4.30)

где q – плотность теплового потока Вт/м²; Р_о – давление в испарителе, Бар; S/d – относительный шаг пучка.

С_п = 14,2 для R 12 и С_п = 16,4 для R 22.

Для оребренных труб рекомендуются также формулы:

для R 12: _ор = 18,3^. q^0,5. Р_о^0,25. _п ; (4.31)

для R 22: _ор =33^. q^0,5. Р_о^0,25. _п ; (4.32)

где _п – поправочный коэффициент, учитывающий рядность пучка (см. [10], рис. 2.7., стр. 39).

б) Кипение внутри труб

При кипении внутри труб паросодержание по течению потока все время возрастает. При этом меняется скорость и режимы течения в следующем порядке:

• поверхностное кипение;

• пузырьковое;

• снарядный режим течения;

• кризис кипения при граничном паросодержании;

• плёночное кипение или режим ухудшенного теплообмена.

Для вертикальных труб рекомендуется формула:

 = (14,3 + 0,04^. t_о)^. q^{0,55 .} d_э^0,14, (4.33)

которая справедлива для q = (0,5…14)^. 10³ ; t_о = 30…+10 ^оС

Для горизонтальных труб используется формула:

 = C^. q^0,15. (W)^0,57, (4.34)

где C = 23,4 (для R 12); C = 32,0 (для R 22), которая справедлива для массовой скорости W· = (60…400) кг/(м^2. с) и плотности теплового потока q = (1,5…2,5)· 10³ Вт/м².

При больших значениях q рекомендуется другая формула:

 = А^. q^0,6. (W)^0,2.d_вн^0,2, (4.35)

где значения А определяются по таблице в зависимости от температуры кипения t_o:

to  30 10 0 10 30

R 12 0,854 1,045 1,14 1,23 1,25

R 22 1,95 1,17 1,32 1,47 1,47

Во всех формулах: q, ; d, м; , .

Контрольные вопросы по теме

1. Классификация компрессоров. Их конструктивные схемы.

2. Принципы выбора теплообменного оборудования ТНУ.

3. Классификация, тепловой и гидравлический расчёты испарителей ТНУ.

4. Классификация, тепловой и гидравлический расчёты конденсаторов ТНУ.

5. Вспомогательное оборудование промышленных теплообменных установок: нагнетатели, трубопроводы, арматура, конденсатоотводчики, фильтры, отстойники и пр.

6. Вспомогательное оборудование трансформаторов теплоты: ресиверы, фильтры, маслоотделители, отделители жидкости, регенеративные теплообменники, охладители конденсата и другие.

7. Типы и конструктивные схемы испарителей для парокомпрессионных трансформаторов теплоты. Расчёт теплоотдачи при кипении холодильных агентов.

8. Типы и конструктивные схемы конденсаторов парокомпрессионных трансформаторов теплоты.

9. Расчёт теплоотдачи при конденсации рабочих тел парокомпрессионных трансформаторов теплоты.

10. Расчёт теплообменного оборудования для трансформаторов теплоты при наличии оребрения.

11. Определение теоретической и действительной подачи поршневого компрессора. Расчёт энергетических характеристик трансформаторов теплоты.

12. Расчет коэффициента теплопередачи в испарителях затопленного типа для трансформаторов теплоты. Конструктивная схема испарителя.

13. Расчет коэффициента теплопередачи в кожухотрубчатых конденсаторах для трансформаторов теплоты. Конструктивная схема конденсатора.

Список рекомендуемой литературы

1. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика. – М.: Энергия, 1974. – 447 с.

2. Вукалович М.П., Алтунин В.В. Теплофизические свойства двуокиси углерода. – М.: Атомиздат, 1965. – 455 с.

3. Исаченко В.П., Сукомел А.С., Осипова В.А. Теплопередача: Учебник для ВУЗов. – М.: Энергоиздат, 1981. – 416 с.

4. Теплофизические основы получения искусственного холода: Справочник / под ред. А.В. Быкова.  М.: Пищевая промышленность, 1980. – 231с.

5. Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. Холодильная техника. Свойства веществ: Справочник.  М.: Агропромиздат, 1985. – 208 с.

6. Холодильные компрессоры: Справочник / под ред. А.В. Быкова.  Серия «Холодильная техника».  М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981.  280 с.

7. Холодильные машины: Справочник / под ред. А.В. Быкова.  Серия «Холо­дильная техника».  М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982. –223с.

8. Проценко В.П. Проблемы использования теплонаносных установок в системах централизованного теплоснабжения. // Энергетическое строительство. - 1994. - №2.

9. Свердлов Г.З., Явнель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха.– М.: 1978. – 264 с.

10. Теплообменные аппараты холодильных установок / под ред. Г.Н. Даниловой / Л.: Машиностроение, 1986. – 304 с.

11. Манюк В.И., Каплинский Я.И. и др. Справочник по наладке и эксплуата­ции водяных тепловых сетей.  М.: Стройиздат, 1982. – 432 с.

12. Хайнрих Г., Найорк Х., Нестлер В. Теплонасосные установки для отопления и горячего водоснабжения. М.: Стройиздат, 1985. – 351с.

13. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения. М.: Энергоиздат,1981. – 320с.

14. Янтовский Е.И., Левин Л.А. Промышленные тепловые насосы.  М.: Энергоиздат, 1989. – 126с

15. Курсовое проектирование по теплотехнике и применению теплоты в сельском хозяйстве / под редакцией Б.Х. Драганова.  М.: ВО «Аг­ропромиздат», 1991. – 176 с.

101