Задания, методические указания и примеры расчетов оборудования для выполнения курсовых работ. Методические указания по выполнению лабораторных работ для студентов бакалавриата по направлению подготовки 13.03.01 — «Теплоэнергетика и теплотехника»

Курсовая работа выполняется по заданию, выдаваемому преподавателем. Номер задания выбирается в соответствии с учебным шифром студента. Для выполнения курсовой работы ниже приведены методические указания. Примеры расчетов оборудования приведены в приложениях 1, 2, 3, 4. Указания и алгоритмы выполнения лабораторных работ даны в приложении 5.

Темы для курсового проектирования

Номер задания выбирается по учебному шифру студента: Последняя цифра шифра: 0, 1, 2 3, 4 5, 6 7, 8, 9

Номер задания: 12 3 4

Исходные данные для выполнения курсовой работы выбираются в задании по предпоследней цифре учебного шифра.

Задание № 1. Центральный тепловой пункт предприятия

На ЦТП установлены: подогреватели ГВС и подогреватели отопления, работающие от тепловой сети, резервный подогреватель ГВС, обогреваемый паром собственной котельной, вспомогательное оборудование, арматура, контрольно-измерительные приборы (КИП) и автоматика. Требуется разработать и рассчитать принципиальную теплогидравлическую схему ЦТП, выбрать тип и выполнить теплогидравлические расчеты всех подогревателей, привести эскизы их конструкции. Подогреватели ГВС рассчитать для летнего режима тепловой сети (70...40 °С). Температуру холодной и горячей воды в системе ГВС принять 5 и 60 °С соответственно. Подогреватели отопления рассчитать для зимнего режима тепловой сети (150...70°С). Температуру воды в системе отопления принять 95 °С в подающей линии и 40 °С в обратной. В качестве подогревателей можно принять скоростные водо-водяные и пароводяные теплообменники по ОСТ 108.271.105—76 (старое обозначение: ОСТ 34588—68, ОСТ 34531—68 или ОСТ 34576—68). Пар от котельной поступает в резервный подогреватель ГВС в сухом насыщенном состоянии с давлением Р = 3,6 бар.

Тепловые мощности ГВС и отопления принять по шифру:

Рекомендуемая литература

• 1. Манюк, В. И. Справочник по наладке и эксплуатации водяных тепловых сетей / В. И. Манюк [и др.]. — Москва, 1982.
• 2. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко, В. М. Зорина. — Москва, 2007.
• 3. Исаченко, В. П. Теплопередача / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, А. С. Сукомел. — Москва, 1981.
• 4. Краснощёков, Е. А. Задачник по теплопередаче / Е. А. Краснощёков, А. С. Сукомел. — Москва, 1980.

• 5. СНиП 2.04.05—91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. Москва, 1991.
• 6. СНиП 41-02—2003. Тепловые сети. — Москва, 2003.
• 7. Теплообменное оборудование для промышленных установок и систем теплоснабжения. Промышленный каталог 04—04. — Москва, 2004.

Задание № 2. Система утилизации теплоты уходящих дымовых газов с контактным водонагревателем

В кузнечном цехе машиностроительного завода установлено три методических нагревательных печи. Расход природного газа на одну печь — В, коэффициент избытка воздуха — а. За печами по ходу дымовых газов установлены рекуператоры для подогрева воздуха, подаваемого на горение топлива в каждой печи, и контактный водонагреватель (КВН) (общий для всех печей), предназначенный для подогрева воды, используемой через теплообменник для нагрева воды в системе ГВС цеха. Дымовые газы после контактного подогревателя удаляются дымососом в дымовую трубу. Установлены также дутьевые вентиляторы для печей, насосы для воды, вспомогательное оборудование, арматура, КиП и А.

Температура газов после рекуператоров — 250 °С, температура воды на входе в контактную камеру —1₂₁, на выходе —1₂₂- Насадка из колец Рашига типа АхВхС.

Разработать и рассчитать принципиальную схему дымоходов, воздуховодов и трубопроводов воды. Выполнить тепловой и аэродинамический расчет контактного подогревателя, рассчитать и изобразить на эскизе его конструкцию. Выбрать дымосос и насосы для воды. Определить конструкцию водоводяного рекуперативного теплообменника.

Исходные данные взять из таблицы по предпоследней цифре шифра:

Примечание. Природный газ из газопровода Ставрополь — Москва (I нитка).

Рекомендуемая литература

• 1. Соснин, Ю. П. Высокоэффективные газовые контактные водонагреватели / Ю. П. Соснин. — Москва, 1988.
• 2. Аронов, И. 3. Контактные газовые экономайзеры / И. 3. Аронов. — Москва, 1979.
• 3. Бакластов, А. М. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок / А. М. Бакластов. — Москва, 1970.
• 4. Лебедев, П. Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки / П. Д. Лебедев. — Москва, 1972.
• 5. Справочник конструктора печей прокатного производства. В 2 томах / под редакцией В. М. Тымчака. — Москва, 1970.
• 6. Роддатис, К. Ф. Справочник по котельным установкам малой производительности / К. Ф. Роддатис, А. Н. Полтарец- кий. — Москва, 1989.

Задание № 3. Система утилизации теплоты вытяжного вентиляционного воздуха с тепловым насосом

В системе вентиляции и кондиционирования воздуха красильного цеха камвольно-отделочной фабрики установлен тепловой насос (ТН), используемый в зимнее время для утилизации теплоты вытяжного воздуха помещения, а в летнее — для охлаждения приточного воздуха, подаваемого в цех. Испаритель ТН используется в качестве воздухоохладителя, конденсатор ТН служит воздухонагревателем. Вытяжной воздух от 10 красильных барок по воздуховодам собирается в общий горизонтальный воздуховод и через воздухоохладитель удаляется центробежным вытяжным вентилятором. Приточный воздух центробежным вентилятором подается в цех через воздухонагреватель и воздуховод, который в помещении раздваивается на горизонтальные воздуховоды, расположенные по стенам вдоль всего цеха. Расположение горизонтальных воздуховодов — верхнее. Вентиляторы и тепловой насос расположены на закрытой вентиляционной площадке в цехе.

Расход воздуха в системе вентиляции — V. Температура приточного воздуха +18 °С зимой и летом. Температура наружного воздуха: -20 °С зимой и + 25 °С летом. Рабочее тело ТН — фреон R-22. Относительная влажность воздуха в помещении—ф. Конденсатор и испаритель ТН ребристотрубчатые (фреон внутри труб).

Разработать и рассчитать принципиальную теплогидравлическую схему системы вентиляции и кондиционирования.

Рассчитать тепловой насос для зимнего режима и описать его работу в летнем режиме. Выполнить тепловые и аэродинамические расчеты воздухоохладителя и воздухонагревателя, изобразить на эскизе их конструкцию, подобрать вентиляторы. Исходные данные взять по предпоследней цифре шифра из таблицы:

Рекомендуемая литература

• 1. Баркалов, Б. В. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях / Б. В. Баркалов, Е. Е. Карпис. — Москва, 1971.
• 2. Свердлов, Г. 3. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / Г. 3. Свердлов, Б. К. Явнель. — Москва, 1978.
• 3. Янтовский, Е. И. Парокомпрессионные теплонасосные установки / Е. И. Янтовский, Ю. В. Пустовалов. — Москва, 1982.
• 4. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко, В. М. Зорина. — Москва, 2007.
• 5. Теплообменные аппараты холодильных установок / под редакцией Г. Н. Даниловой. — Москва, 1986.
• 6. Холодильные компрессоры. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. — Москва, 1981.

Задание № 4. Система охлаждения овощехранилища с одноступенчатой холодильной машиной

Охлаждение камер для хранения овощей районной овощной базы производится с помощью рассольной системы. Хладоноси- тель (раствор хлористого кальция) охлаждается в испарителе парокомпрессионной холодильной машины, холодопроизводи- тельностью Q₀, конденсатор которой охлаждается оборотной водой, отдающей сбросную теплоту в атмосферу в вентиляторной градирне. Хладоноситель перекачивается рассольными насосами, оборотная вода — насосами для воды. Насосы консольные центробежные. Рабочее тело холодильной машины — фреон R-22.

Холодильная машина и насосы установлены в отдельном помещении. Установлено также вспомогательное оборудование: рассольные баки (расходный и для приготовления раствора), ресивер для фреона, мослоотделитель, арматура, КиП и А. Все трубопроводы хладоносителя должны быть теплоизолированы.

Описать теплогидравлическую схему всей установки. Рассчитать термодинамический цикл холодильной машины, выбрать компрессор. Произвести тепловой и гидравлический расчеты испарителя и конденсатора холодильной машины. Привести на эскизе их конструкцию. Выбрать и рассчитать теплообменную поверхность охлаждающего оборудования камер (коэффициент теплопередачи для него можно принять по литературным данным). Для расчета холодильного цикла использовать LgP-I- диаграмму фреона R-22. Исходные данные принять из таблицы по предпоследней цифре шифра. Произвести оценку гидравлического сопротивления рассольных и водяных трубопроводов, выбрать насосы:

Рекомендуемая литература

• 1. Свердлов, Г. 3. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / Г. 3. Свердлов, Б. К. Явнель. — Москва, 1978.
• 2. Теплообменные аппараты холодильных установок / под редакцией Г. Н. Даниловой. — Москва, 1986.
• 3. Холодильные машины. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. — Москва, 1982.
• 4. Холодильные компрессоры. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. — Москва, 1981.
• 5. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко, В. М. Зорина. — Москва, 2007.
• 6. Григорьев, В. А. Тепло- и моссообменные аппараты криогенной техники / В. А. Григорьев, Ю. И. Крохин. — Москва, 1982.

Методические указания к курсовым работам

К заданию № 1

1. Выбор схемы ЦТП.

Схема выбирается в соответствии с вариантами, применяемыми для ЦТП, обслуживающих закрытые (изолированные) системы теплоснабжения и системы ГВС. Возможные варианты схем приведены в [1]. Подогреватель ГВС должен состоять из двух ступеней. В летнем режиме ступени используются по последовательной схеме, в зимнем — по параллельной схеме движения греющей сетевой воды. Должна быть предусмотрена возможность их включения по смешанной схеме. Резервный подогреватель ГВС включается параллельно основному по водопроводной воде. Подогреватель отопления подключается к сетевой воде после второй ступени подогревателя ГВС. На схеме должны быть обозначены все элементы основного и вспомогательного оборудования, КИП и автоматики (датчики контроля, регуляторы температуры, расхода, давления и пр.). Приблизительная теплогидравлическая схема ЦТП приведена на рис. Ml.

Рис. Ml Принципиальная схема центрального теплового пункта

Все обозначенные единицы должны быть приведены в таблицах: «Экспликация оборудования» и «Экспликация датчиков контроля», которые имеют для рис. Ml следующий вид:

Окончание таблицы

Схема теплоснабжения зданий микрорайона от ЦТП с указанием длины трубопроводов, необходимая для выполнения гидравлических расчетов и выбора насосов отопления и рециркуляционных насосов ГВС, разрабатывается студентом самостоятельно.

• 2. Указания к тепловому расчету подогревателей ГВС.
• 2.1. Температура воды в летнем режиме:
  • • греющей: — на входе в подогреватели t_u = 70 °С, — на выходе из них t₁₂ = 27 °С;
  • • нагреваемой: — на входе 1_2] = 5 °С, — на выходе t₂₂ = = 60°С.

Условные обозначения величин — общепринятые в тепловых расчетах. Все размерности в Международной системе единиц СИ.

• 2.2. Расчет выполнен с помощью программы Mathcad 2000 и приведен в Приложении 1 для подогревателя с тепловой мощностью 0,5 МВт.
• 2.3. Для расчета принят водо-водяной скоростной подогреватель секционного типа по ОСТ 108.271.105—76 (старое обозначение: ОСТ 34588—68) с латунными трубками диаметром 16x1 мм, длиной 4 м. Номер подогревателя и число секций определяются тепловым расчетом. Секции подогревателя соединяются последовательно по нагреваемой воде и группируются в две ступени, подключаемые по смешанной схеме течения греющей воды [1]. Секции каждой ступени также соединены последовательно и по греющей воде. При этом нагреваемая вода проходит внутри труб, а греющая в межтрубном пространстве.
• 3. Указания к тепловому расчету резервного подогревателя ГВС.
• 3.1. Принимается для расчета пароводяной подогреватель ПП 2-6-2-Н по ОСТ 108.271.105—76, имеющий следующие характеристики: длина трубок — 2 м; число ходов — 2; число трубок — 68; приведенное число труб по высоте — 8,5; поверхность нагрева — 6,3 м²; проходное сечение межтрубного пространства — 0,061 м²; проходное сечение одного хода труб — 0,0052 м²; теплопроизводительность — 0,68 МВт; диаметр корпуса — 325/309 мм, диаметр трубок — 16x1 мм, материал трубок — латунь.
• 3.2. Вода нагревается в трубах, пар конденсируется в межтрубном пространстве. Для избежания проскока пара через нагреватель после него устанавливается конденсатоотводчик.
• 3.3. Тепловой расчет пароводяного подогревателя также приведен в Приложении 1. Температура пара определяется по давлению насыщения, температура холодной и горячей воды та же, что и в расчете водо-водяного подогревателя. Тепловая мощность и расход воды те же.

Примечание. Выбор подогревателя со значительно меньшей поверхностью теплообмена, чем это требовалось при обогреве сетевой водой, связан с существенным увеличением температурного напора между теплоносителями. Если поверхность теплообмена выбранного подогревателя окажется недостаточной, то следует выбрать другой, с большей поверхностью, например ПП 2-9-7-IV, имеющий то же число трубок при их длине 3 м и числе ходов — 4, поверхность которого составляет 9,5 м². При этом скорость воды в трубках увеличится в два раза, что позволяет легко пересчитать коэффициент теплоотдачи в них. Теплоотдача при конденсации пара не изменится. После чего уточняется коэффициент теплопередачи подогревателя.

4. Указания к тепловому расчету подогревателя отопления.

Принципиально тепловой расчет подогревателя отопления ничем не отличается от аналогичного расчета водо-водяного подогревателя ГВС, поэтому пример его расчета не приводится.

К заданию № 2

1. Выбор схемы.

Основные требования к разработке схемы утилизации теплоты дымовых газов после печей с применением контактного теплообменника принципиально не отличаются от аналогичных требований к схеме в задании № 1. Схема должна содержать все основное оборудование системы утилизации: нагревательные печи; газорегулировочный пункт (ГРП) для обеспечения нагревательных печей (П1...ПЗ) природным газом; радиационные щелевые или радиационно-конвективные рекуператоры для подогрева воздуха, подаваемого на горение топлива (Р1...РЗ — по одному для каждой печи); один КВН; кожухотрубчатый или секционный ТО для подогрева воды в системе ГВС; дымосос (ДС) для удаления дымовых газов после КВН в дымовую трубу; дымовую трубу (Д.Тр); дутьевые вентиляторы (В1...ВЗ) для подачи воздуха на горение топлива через рекуператоры; водяные насосы (Н1...Н2) для подачи воды в водонагреватели; трубопроводы; воздуховоды; газоходы; арматуру; продувочные свечи на газопроводах природного газа; датчики КИП и автоматики. Трубопроводы для разных теплоносителей должны изображаться на схеме различными линиями или цветами. На листе схемы должны быть нанесены: экспликация основного и вспомогательного оборудования, датчиков КИП, а также обозначения трубопроводов. Таблица экспликации оборудования аналогична указанной к заданию № 1. Приблизительная схема системы приведена на рис. М2.

• 2. Указания к тепловому расчету КВН.
• 2.1. Перед проведением расчета необходимо дать описание схемы, оборудования, трубопроводов, датчиков КИП, режимов работы и пр.
• 2.2. Тепловой и гидравлический расчеты водонагревателя выполняются с целью определения размеров контактной камеры, поверхности теплообмена, высоты слоя насадки, аэродинамического сопротивления смоченной насадки и дымового тракта, выбора ДС и определения всех остальных геометрических размеров аппарата (патрубков, штуцеров, люков и пр.) включая габаритные размеры и размеры вспомогательных конструкций, необходимых для его обслуживания. Большая часть размеров (кроме высоты насадки и поперечного сечения) определяется из конструктивных соображений. Для расчетов используется I-d-диаграмма влажного воздуха (газа) при температуре до 250 °С, а также справочные данные из рекомендуемой литературы. Пример расчета приведен в Приложении 2.
• 2.3. Для расчета принимается контактная камера прямоугольного сечения. Дымовые газы после рекуператоров печей подводятся в КВН сбоку (внизу корпуса под насадкой) через прямоугольный патрубок, соединяемый с подводящим газоходом с помощью фланца.

Рис. М2. Принципиальная теплогидравлическая схема утилизации теплоты уходящих газов с контактным водонагревателем

Условные обозначения:

природный газ; —е— воздух;-дымовые газы; —В— техническая вода; —*— холодная вода; П1...

ПЗ — методические печи; ГРП — газорегулировочный пункт; В1...ВЗ —дутьевые вентиляторы; Р1...РЗ — рекуператоры для подогрева воздуха; КВН — контактный водонагреватель; Дс — дымосос; Д.тр — дымовая труба; HI, Н2 — насосы технической воды; ТО — теплообменник; Х.В. — водопроводная вода; ГВС — горячее водоснабжение

Насадка насыпается на колосниковую решетку (или другое устройство). Над насадкой находится распределяющий водяной коллектор. Над ним — сепарирующее устройство для улавливания капель уносимой газами воды. Сверху КВН закрыт прямоугольной крышей, присоединяемой к корпусу аппарата с помощью фланца. В крыше имеется патрубок с фланцем для отвода уходящих газов. Нагретая вода отводится из емкости в нижней части аппарата. КВН устанавливается на фундаменте и снабжается металлоконструкцией, обеспечивающей его устойчивость и удобство обслуживания. В корпусе аппарата необходимо предусмотреть два люка для загрузки и выгрузки насадки (колец Рашига). Размеры патрубков, фланцев и штуцеров принимаются из конструктивных соображений и рекомендуемых скоростей газа и воды.

К заданию № 3

1. Выбор схемы.

Система вентиляции и кондиционирования с утилизацией теплоты вытяжного воздуха включает в себя следующее основное оборудование: приточный и вытяжной вентиляторы, ТНУ, приточный и вытяжной воздуховоды, систему вспомогательных воздуховодов, электромагнитные клапаны и шиберы для организации потоков воздуха в зимний, летний и переходный периоды, систему КиП и А для контроля и автоматизации работы ТНУ и всей системы.

Схему можно изобразить совместно с планом цеха, указав на нем примерное расположение тепло- и влаговыделяющего оборудования, установленного в цехе, расположение приточных (Пр.Вз.1 и 2) и вытяжных (Выт.Вз.1 и 2) воздуховодов. При этом следует учесть, что к магистральному вытяжному воздухопроводу должны подводиться два воздуховода, отводящих воздух от оборудования цеха. Забор воздуха от оборудования должен быть организован в виде зонтов прямоугольной формы, установленных над каждой красильной баркой. Приточный воздухопровод должен создавать распределенный вдоль цеха приток свежего воздуха, поэтому он тоже разделяется на два параллельных воздуховода, расположенных по стенам здания цеха. Приточный (Пр.В.) и вытяжной (Выт.В.) вентиляторы центробежного типа выбираются по объемной производительности и аэродинамическому сопротивлению всех приточных и вытяжных воздухопроводов соответственно. Устанавливаются вентиляторы по два (для притока — Пр.В. и вытяжки — Выт.В.): основной и резервный.

Теплонасосная установка должна обеспечивать охлаждение вытяжного воздуха до минимальной возможной температуры (эта температура должна быть не ниже О °С во избежание выпадения инея на охлаждающей поверхности испарителя ТНУ, температура испарения также должна быть более О °С) и подогрев зимой или охлаждение летом приточного воздуха от температуры наружного воздуха до заданной по условию. Конденсатор ТНУ является воздухоподогревателем, а испаритель — воздухоохладителем. Для этой цели используются ребристотрубчатые теплообменники типа ВО, ВОП или подобные им калориферы [2, 3, 5]. Компрессор ТНУ поршневой бессальниковый подбирается по результатам расчета термодинамического цикла ТНУ [2] (см. также Приложение 3).

Схема должна быть организована таким образом, чтобы приточный воздух подогревался в конденсаторе ТНУ в зимний период и охлаждался в испарителе ТНУ в летний период. В переходный период приточный и вытяжной воздух должны проходить по байпасным воздуховодам, минуя конденсатор и испаритель ТНУ. Для этой цели и служат вспомогательные воздуховоды с электромагнитными клапанами. Переключение режимов работы должно производиться с пульта управления установкой. Приблизительная схема системы приведена на рис. М3. Вспомогательное оборудование (регенеративный теплообменник, отделитель жидкости, маслоотделитель, КИП и автоматика) на схеме не показано. Более подробную схему теплового насоса необходимо привести в тексте пояснительной записки.

• 2. Указания к тепловому расчету.
• 2.1. Перед проведением расчета необходимо дать описание схемы, оборудования, трубопроводов, датчиков КИП, режимов работы и пр.
• 2.2. Расчет необходимо начать с определения температуры вытяжного воздуха после воздухоохладителя. Для этой цели сначала составляется тепловой баланс ТНУ:

где Q_K — тепловая мощность конденсатора, кВт; Q_H — тепловая мощность испарителя ТНУ, кВт; N_K — мощность на валу компрессора, кВт.

Тепловая мощность конденсатора определяется как необходимая мощность для нагрева приточного воздуха. Мощность компрессора определяется по формуле

Рис. М3. Принципиальная теплогидравлическая схема системы вентиляции и кондиционирования цеха с применением ТНУ

Условные обозначения:

-------трубопроводы ТНУ;-воздуховоды; Выт.ш. — вытяжная шахта; Пр.ш. — приточная шахта; Выт.В. —

вытяжной вентилятор; Пр.В. — приточный вентилятор; Км — компрессор ТНУ; К-ВН — конденсатор-воздухонагреватель; И-ВО — испаритель-воздухоохладитель; Др — регулирующий вентиль; Пр.Вз1, Пр.Вз2 — приточные воздуховоды; Выт. Вз1, Выт.Вз2 — вытяжные воздуховоды; 1...10 — воздушные шиберы

где г_э — электрический КПД компрессора (г|_э = 0,95); ц — коэффициент преобразования ТНУ, принимается (в первом приближении ц = 6) с последующим уточнением.

Энтальпия вытяжного воздуха определяется из теплового баланса испарителя:

где G_B — массовый расход вытяжного воздуха, кг/с; /_в, 7_ВЫТ — энтальпии воздуха в помещении и после воздухоохладителя, кДж/кг.

По энтальпии /_выт определяется температура воздуха после воздухоохладителя t_BbIT (по /-d-диаграмме), а по ней определяется температура кипения хладагента в испарителе ТНУ:

Далее рассчитывается термодинамический цикл ТНУ с одноступенчатым поршневым компрессором. Пример расчета приведен в Приложении 3.

• 2.3. После расчета цикла подбирается компрессор по мощности и теоретической объемной производительности (объему, описываемому поршнями компрессора).
• 2.4. Затем выполняются тепловые и аэродинамические расчеты конденсатора и испарителя. Определяются примерные гидравлические сопротивления воздуховодов и подбираются необходимые вентиляторы.

К заданию № 4

1. Выбор схемы.

Основные требования к схеме принципиально не отличаются от изложенных выше. На схеме должны быть указаны все элементы оборудования, трубопроводов и КИП, приведена экспликация оборудования, арматуры и обозначения трубопроводов.

Конденсатор (КД) охлаждается оборотной водой, охлаждаемой в градирне (ГР). Овощехранилище (ХР) охлаждается рассолом, выходящим из испарителя (И). Рассольные насосы (НЗ, Н4) обеспечивают циркуляцию рассола в контуре. Водяные насосы (Н1 и Н2) обеспечивают циркуляцию оборотной воды. Рассольный бак (РБ) служит расширительной емкостью, бак приготовления рассола (БПР) необходим для восполнения потерь рассола. На схеме должны быть указаны также система заполнения и дренирования фреона, ресивер, маслоотделитель и другое вспомогательное оборудование. Примерная схема холодильной установки приведена на рис. М4.

Подробное описание схемы и режимов ее работы должно быть приведено в пояснительной записке.

• 2. Указания к тепловому расчету.
• 2.1. Температуры конденсации и испарения хладагента в термодинамическом цикле выбираются по температурам оборотной воды и воздуха в хранилище соответственно, с учетом необходимых температурных напоров для обеспечения теплообмена между теплоносителями.
• 2.2. Расчет термодинамического цикла и выбор компрессора выполняются так же, как и для ТНУ (задание № 3).
• 2.3. Гидравлические расчеты выполняются для конденсатора по оборотной воде, а для испарителя — по рассолу. Гидравлические расчеты трубопроводов выполняются по оборотной воде и по рассолу после определения размеров трубопроводов (диаметров, длины и пространственного расположения в помещениях) и уточнения местных сопротивлений (вентилей, задвижек, поворотов, тройников и пр.).
• 2.4. Выбор рассольных и водяных насосов производится по их справочным характеристикам с учетом данных гидравлических расчетов: производительность и напор насоса должны быть немного (на 10...20 %) выше, чем аналогичные расчетные величины. Необходимо учесть, что рассольные насосы должны быть устойчивы к коррозии.
• 2.5. Трубопроводы, имеющие температуру ниже окружающей среды, должны быть снабжены герметичной теплоизоляцией во избежание теплопритоков и выпадения инея.
• 2.6. Пример расчета приводится в Приложении 4.

Приложение 1. Пример теплового и гидравлического расчетов теплообменного оборудования ЦТП

Подогреватели воды в системах ГВС и отопления на ЦТП.

Для подогрева воды в системах ГВС и отопления на ЦТП устанавливаются скоростные секционные водо-водяные теплообменники по ОСТ 108.271.105—76 (старое обозначение: ОСТ 34588—68), выполненные из латунных труб диаметром 16x1 мм длиной 2 или 4 м. Нечетные номера подогревателей соответствуют 2-метровым конструкциям, четные — 4-метровым.

Рис. М4. Принципиальная теплогидравлическая схема холодильной установки

Условные обозначения:

-хладагент ТНУ;.......рассольная система; —е— оборотная вода; ГР — градирня; HI, Н2 — насосы оборотной

воды; ХР — овощехранилище; БО — батареи охлаждения; РБ — рассольный бак; БПР — бак приготовления рассола; ХВ — водопроводная вода; НЗ, Н4 — рассольные насосы; КД — конденсатор; ТО — регенеративный теплообменник;

И — испаритель; ДР — регулировочный вентиль; КМ — компрессор; ЭД — электропривод компрессора; МО — маслоотделитель; Ф — фильтр; PC — ресивер; ПК — предохранительный клапан

Принимаем для установки на ЦТП подогреватели с длиной труб 4 м. Выбор номера подогревателя производится по площади проходного сечения труб или межтрубного пространства таким образом, чтобы фактические площади сечений были ближайшими по величине к расчетным, но больше или равны последним. Расчетная величина площади сечений определяется по принятой скорости теплоносителей. После выбора подогревателей скорости течения теплоносителей уточняются. Расчетная поверхность теплообмена достигается последовательным соединением необходимого количества секций.

В качестве резервного подогревателя ГВС (на случай остановки теплосети для ремонтных или профилактических работ) устанавливается пароводяной подогреватель по ОСТ 108.271.105— 76: типоразмеры ПП2-6-2-Н или ПП1-6-2-Н, где в качестве греющего теплоносителя используется сухой насыщенный пар от собственной котельной при давлении Р = 3,6 бар. Основные характеристики этих подогревателей: материал труб — латунь; размеры: диаметр 16x1 мм; длина труб — 2000 мм; число ходов по нагреваемой воде — 2; площадь живого сечения: одного хода труб — 0,0052 м²; межтрубного пространства — 0,061 м²; число трубок — 68 шт.; приведенное число рядов по вертикали — 8,5; поверхность теплообмена — 6,3 м²; диаметры корпуса (наруж- ный/внутренний) — 325/309 мм.

Тепловой расчет подогревателя ГВС

1. Исходные данные:

• 2. Средние температуры воды:
  • • греющей —

• нагреваемой —

3. Теплофизические свойства воды:

• греющей —

• нагреваемой —

• 4. Расходы воды, кг/с:
  • • греющей —

• нагреваемой —

• 5. Принимаем скорости теплоносителей, м/с:
  • • в межтрубном пространстве —

• в трубах —

• 6. Площадь проходного сечения, м²:
  • • межтрубного пространства —

• труб —

• 7. По найденным сечениям определим номер подходящего подогревателя так, чтобы сечения выбранного были несколько больше рассчитанных. Указанным требованиям удовлетворяет подогреватель № 8, имеющий следующие характеристики:
  • • диаметр корпуса (наружный/внутренний) — 114/106 мм;
  • • число труб в одной секции — 19;
  • • шаг трубного пуска — 21 мм;
  • • межтрубное сечение — fj := 5,00-10^-3 м²;
  • • сечение труб — f₂ :=2,93-10^_3 м²;

• • эквивалентный диаметр межтрубного пространства — d_e := 0,0155 м;
• • внутренний и наружный диаметры труб — d₁ := 0,014 d₂ := 0,016 м;
• • поверхность теплообмена одной секции — F₁ := 3,54 м².
• 8. Фактические скорости теплоносителей, м/с:
  • • в межтрубном пространстве —

• в трубах —

9. Коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве, Вт/м²-град, — Rex :=w₁-— Re₁ = 1,533-10⁴. Режим турбулент-

^vi _{t +t}

ньпцтаккакЯе! >10⁴. Температура стенки—t_c := ——- t_c = 40,5. Число Прандтля при этой температуре — Рг_с := 4,3.

Грг f²⁵

Температурная поправка — s_t := —- s_t =0,95.

l^PrcJ

Число Нуссельта — Ыщ := 0,021-ReJ’⁸-Prf’⁴³-s_t Ыщ =76,236.

А.

Коэффициент теплоотдачи — aj := Ыщ ?— а₁ = 3,197-10³.

10. Коэффициент теплоотдачи в трубах, Вт/м²-град,

Re₂ := w₂ ?— Re₂ = 1,847 -10⁴ Re₂ > 10⁴. Режим турбулентный. v_a

fPr f²⁵

Температурная поправка — s_f := —— s_f = 1,059.

Pr )

Число Нуссельта в трубах — ^{v с 7} Ыи₂ := 0,021 • Re₂’⁸-Pr₂^,43 -8_t Ыи₂ =118,857.

Коэффициент теплоотдачи в трубах —

а₂ := Ыи₂ • — а₂ =5,264-10³.

11. Коэффициент теплопередачи, Вт/м²-град, коэффициент загрязнения труб р:=0,7 (принимаем)

12. Средний температурный напор в теплообменнике (режим движения теплоносителей противоточный) — _At;=(tll-t22)-(tl2-t2l) At =15,22.

Jhizh*

V^f12 ^_f21 У

13. Расчетная поверхность теплообмена всех секций, м², — F:=-0— F = 23,596.

к-At р

14. Требуемое число секций — п := — п - 6,666. Принимаем

Pi

с коэффициентом запаса 1,5 — п:=1,25-п п- 8,332, округляем в большую сторону — п := 9.

Число секций в ступенях:

• • впервой — щ:=5;
• • во второй — п₂ := 4.

Тепловой расчет резервного пароводяного подогревателя ГВС

• 1. Температуры насыщения при давлении Р = 3,6 бар, °С, — t_s:=140.
• 2. Исходные данные:
  • • температура холодной и горячей воды — t₂₁ = 5 t₂₂ = 60;
  • • тепловая мощность, Вт, — Q = 5 • 10⁵.
• 3. Средняя температура и теплофизические свойства нагреваемой воды те же, что и для водо-водяными теплообменниками:

• 4. Расход нагреваемой воды тот же, кг/с, — G₂= 2,165.
• 5. Проходное сечение для воды, м², — /₂ := 0,0052.

Go

6. Скорость воды в трубах, м/с, — w2 := —— w2 = 0,416.

Р2’/2

7. Коэффициент теплоотдачи в трубах, Вт/м2-град, число Рейнольдса — Re2 := — • Re2 =7,284-103.

v2

Несмотря на то, что Re Kp, можно считать режим течения турбулентным, так как его величина близка к критической.

Средняя температура стенки — tc := — tc = 86,25. Число Прандтля для воды при этой температуре — Ргс := 2,06.

(Pr 0’25

Температурная поправка — et := —- et =1,272.

VPrc

Число Нуссельта — Nu2 := 0.021Re^’8 -Pri?’43 -sr iVu2 = 67,873.

X

Коэффициент теплоотдачи — a2 :=Nu2 •— a2 = 3,006 -103.

• 8. Коэффициент теплоотдачи от пара, Вт/м2-град:
  • • приведенное число труб в вертикальном ряде — т := 8,5;
  • • теплоотдачу при конденсации водяного пара в подогревателях выбранной конструкции можно рассчитать по упрощенной формуле, рекомендуемой в [1]:

9. Коэффициент теплопередачи, Вт/м²-град:

10. Средний температурный напор:

11. Поверхность теплообмена, м²:

12. Поверхность с коэффициентом запаса:

13. Расчетная поверхность меньше фактической, следовательно, теплообменник выбран правильно:

Примечание. Расчет резервного пароводяного подогревателя выполнен без уточнения температуры стенки. Ее необходимо уточнить после выполнения п. 9 по формуле

где q = к ? Д?_ср.

Если расхождение с ранее принятой величиной превышает 1 °С, то расчет необходимо повторить с п. 8, приняв уточненную температуру стенки.

Пример уточнения t_c:

Тепловой расчет подогревателя отопления выполняется аналогично расчету подогревателя ГВС.

Гидравлические расчеты подогревателей. Для выполнения гидравлического расчета системы теплоснабжения от ЦТП необходимо определить количество и тип обслуживаемых домов.

Норма расхода горячей воды на одного человека составляет V = 110 л в сутки. Суточная тепловая мощность, требуемая для обеспечения этой нормы:

При мощности ГВС Q = 0,5 МВт количество потребителей составит:

Принимая среднее число жителей в одной квартире 4 человека, получим число обслуживаемых квартир 1701/4 = 425 кв.

Принимаем, что обслуживаются четырехподъездные девятиэтажные дома, где на каждом этаже расположены четыре квартиры. Следовательно, в каждом доме количество квартир 4-9-4 = 144 кв/дом. Количество домов (с округлением):

Далее выполняются гидравлические расчеты для каждого подогревателя отдельно только по нагреваемой воде. Затем для правильного выбора насосов ГВС и отопления к гидравлическому сопротивлению подогревателей необходимо добавить сопротивление соответствующего циркуляционного контура теплоснабжения домов. Длину трубопроводов линий теплоснабжения выбрать исходя из того, что самый дальний дом, обслуживаемый ДТП, находится на расстоянии 300 м. Максимальный расход воды в системе ГВС равен 3-кратному среднесуточному. Через каждые 100 м расход воды в прямых трубопроводах ГВС и отопления уменьшается на одну треть (производится отбор воды в другие дома). Гидравлическое сопротивление обратных трубопроводов рециркуляции ГВС и системы отопления равно сопротивлению прямых трубопроводов без учета высоты гидростатического столба жидкости. К рассчитанному гидравлическому сопротивлению добавить гидростатическое сопротивление, полагая, что максимальная этажность зданий равна 9 (примерно 25 м).

Пример гидравлического расчета системы ГВС

• 1. Среднесуточный расход воды G_c = G₂ - 2,165 кг/с.
• 2. Максимальный расход G_M = 3-G_c = 6,395 кг/с.
• 3. Сопротивление подогревателя ГВС.

Рециркуляция производится только через вторую ступень,

число секций в которой п₂ = 4. Гидравлическое сопротивление определяется по формуле [1]

где X = 0,025 — коэффициент трения в трубках; ?, — коэффициенты местных сопротивлений; L — длина трубок, м; d — внутренний диаметр трубок, м; р — плотность воды, кг/м³; W — скорость воды в трубках, м/с.

Коэффициенты местных сопротивлений для одной секции

[1]:

• вход в трубную камеру — 1, выход из трубной камеры — 1, вход в трубки из камеры — 1, выход из трубок в камеру — 0,6, поворот на 180° в колене — 2. Сумма местных сопротивлений всех секций (четыре секции и три соединяющих колена):

Сопротивление 2-й ступени подогревателя:

4. Сопротивление 1-го участка от подогревателя до первого ответвления (тройника).

Принимаем скорость воды в трубах W - 1 м/с. Длина участка — 100 м. Расход воды G = G_M. Диаметр трубы:

Принимаем диаметр прямого и обратного трубопроводов участка 100x4 мм (ГОСТ 8734—75 на стальные бесшовные холоднотянутые трубы) согласно [7].

Коэффициенты местных сопротивлений:

• • запорная арматура (2 задвижки: на нагнетании насоса и после Т/О) — 2-0,5 = 1;
• • обратный клапан на нагнетании насоса — 7,0;
• • тройники (2 шт.) — 2-1 = 2.

Сумма их: ?^ = 1 + 7 + 2 = 10.

По формуле (*) определяем гидравлическое сопротивление участка (скорость воды не уточняем, так как изменение от принятой незначительное):

5. Сопротивление 2-го участка от первого ответвления до второго.

Принимаем диаметр прямого и обратного трубопроводов участка — 80x3,5 мм (ГОСТ 8734—75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные. Сортамент») согласно [7].

Коэффициенты местных сопротивлений: запорная арматура (1 задвижка) — 0,5; переходник с диаметра 100 мм на 80 мм — 0,5; тройники (1 шт.) — 1.

Сумма их: ??, = 0,5 + 0,5 + 1 = 2.

По формуле (*) определяем гидравлическое сопротивление участка:

6. Сопротивление 3-го участка от второго ответвления до дальнего дома.

Принимаем скорость воды в трубах W = 1 м/с. Длина участка — 100 м. Расход воды G = G_M/3. Диаметр трубы:

Принимаем диаметр прямого и обратного трубопроводов участка 060 х 3,5 мм (ГОСТ 8734—75 на стальные бесшовные холоднотянутые трубы) согласно [7].

Коэффициенты местных сопротивлений: запорная арматура (одна задвижка) — 0,5; переходник с диаметра 80 мм на 60 мм — 0,5; тройники (1 шт.) — 1.

Сумма их: ^^ = 0,5 + 0,5 + 1 = 2.

По формуле (*) определяем гидравлическое сопротивление участка:

7. Сопротивление стояка (принимаем три параллельных стояка по числу подъездов) дальнего дома.

Принимаем диаметр прямого и обратного трубопроводов участка 35x2,5 мм (ГОСТ 8734—75 «Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные. Сортамент») согласно [7].

Коэффициенты местных сопротивлений: запорная арматура (одна задвижка) — 0,5; переходник с диаметра 60 мм на 35 мм — 0,5; тройники (9 шт.) — 9; повороты на 180° (1 поворот) — 2.

Сумма их: ^^ = 0,5 + 0,5 + 9-1 + 2 = 12.

По формуле (*) определяем гидравлическое сопротивление участка:

8. Общее сопротивление прямого трубопровода.

9. Сопротивление гидростатического столба жидкости в стояке:

10. Сопротивление обратного трубопровода принимаем равным прямому:

11. Общее сопротивление контура ГВС:

12. Выбор насоса ГВС. Насос выбираем по максимальной подаче V_M — G_M/p = 6395/1000 = 6,395 м³/с (23 022 м³/ч) и напору, который должен быть не менее гидравлического сопротивления контура. По справочнику [1] находим консольный центробежный насос типа К 45/55 с электродвигателем мощностью 9 кВт, числом оборотов 2900 мин^-1, который обеспечивает напор 48 м в. ст. при заданной подаче с колесом D_K — 192 мм.

Примечание. Расчет гидравлического сопротивления системы отопления выполняется аналогично приведенному выше. При этом расход воды в системе отопления принимается равным расчетному среднесуточному для максимального зимнего режима. Гидравлическое сопротивление резервного пароводяного подогревателя по воде можно не определять. Гидравлические расчеты трубопроводов и оборудования по сетевой воде и пару также выполнять не нужно.

Список литературы

• 1. СНиП 2.04.05—91. Отопление, вентиляция и кондиционирование. Москва, 1991.
• 2. СНиП 41-02—2003. Тепловые сети. — Москва, 2003.
• 3. Исаченко, В. П. Теплопередача / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, А. С. Сукомел. — Москва, 1981.
• 4. Краснощеков, Е. А. Задачник по теплопередаче / Е. А. Краснощеков, А. С. Сукомел. — Москва, 1980.
• 5. Манюк, В. И. Справочник по наладке и эксплуатации водяных тепловых сетей / В. И. Манюк [и др.]. — Москва, 1982.
• 6. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко, В. М. Зорина. — Москва, 2007.
• 7. Роддатис, К. Ф. Справочник по котельным установкам малой производительности / К. Ф. Роддатис, А. Н. Полтарец- кий. — Москва, 1989.

Приложение 2. Пример теплового и аэродинамического расчетов контактного водонагревателя

Назначение контактного водонагревателя. Уменьшение потерь теплоты с уходящими продуктами сгорания возможно только путем снижения их температуры. Для утилизации теплоты дымовых газов после котлов и промышленных нагревательных печей могут быть использованы котлы-утилизаторы или контактные водонагреватели. Применение газового топлива позволяет внедрить высокоэкономичные способы утилизации теплоты уходящих газов и нагрева воды, основанные на непосредственном (контактном) теплообмене между ними. Чистота продуктов сгорания природного газа позволяет при переводе тепловых агрегатов на сжигание газового топлива применять такие методы.

Отличительной особенностью контактных водонагревателей является нагрев воды примерно до 65 °С при одновременном снижении температуры уходящих продуктов сгорания до

30...50 °С (т. е. глубокое охлаждение дымовых газов).

Использование контактных теплообменников позволяет сократить стоимость утилизаторов и расход металла на их изготовление и обеспечить охлаждение продуктов сгорания газового топлива ниже точки росы. При этом используется не только физическая теплота продуктов сгорания, но и теплота конденсации содержащихся в них водяных паров.

Контактные водонагреватели могут использовать холодную воду из водопровода; они безопасны в эксплуатации, так как работают при атмосферном давлении. Кроме того, по конструкции они проще котлов-утилизаторов и взрывобезопасны.

К недостаткам контактных водонагревателей следует отнести необходимость установки более мощного дымососа и дополнительного циркуляционного контура чистой воды (не вступающей в контакт с дымовыми газами) с насосом, теплообменником и арматурой.

Принцип действия водонагревателя. Дымовые газы после рекуператора печей подводятся в КВН сбоку (внизу корпуса под насадкой) через патрубок, соединенный с газоходом с помощью фланца. Холодная вода подается навстречу газовому потоку через распределяющий водяной коллектор в верхней части аппарата. В контактной камере находится насадка, состоящая из колец Рашига. Насадка насыпается или укладывается на опорную колосниковую решетку, где происходит соприкосновение газа с жидкостью. По мере перетекания по насадке вниз орошающая жидкость перемещается по всей поверхности аппарата. Преимущества насадок — в их большой удельной поверхности, а недостаток — в увеличении расхода электроэнергии на дымосос. В корпусе аппарата находятся два люка для загрузки и выгрузки колец Рашига. Вода, нагретая таким образом в контактной камере, стекает в бак горячей воды и отводится из нижней части аппарата.

Охлажденный поток дымовых газов проходит через сепарирующее устройство, которое служит для улавливания капель, уносимых газами. Сверху КВН закрыт прямоугольной крышкой, в которой имеется патрубок с фланцем для отвода уходящих газов, и далее газы дымососом выбрасываются в атмосферу через дымовую трубу. КВН устанавливается на фундаменте и снабжается металлоконструкциями, обеспечивающими его устойчивость и удобство обслуживания.

Конструкция контактного водонагревателя. КВН выполнен в виде прямоугольной шахты высотой 3000 мм и размерами сечения 1430x1000 мм. Корпус контактного водонагревателя железобетонный, что помимо экономии металла повышает его коррозионную стойкость. В основании КВН расположен бак нагретой технической воды глубиной 700 мм, выполненный из углеродистой стали. Бак оснащен патрубками для дренажа и отвода технической воды в теплообменник, а также штуцерами для присоединения вспомогательных трубопроводов, арматуры и контрольно-измерительных приборов. Штуцера изготавливают из стальных труб необходимого диаметра.

На высоте 1700 мм располагается колосниковая решетка. Она выполнена в виде параллельных металлических прутьев из стали 20, приваренных к прямоугольной раме, которая имеет те же размеры, что и сечение КВН. По длине рамы приварено 40 прутьев. Расстояние между прутьями 30 мм, диаметр прутьев 5 мм. Для того чтобы колосниковая решетка не проваливалась, под нее продольно кладут три трубы из стали 20 с шагом 250 мм. Сверху на колосниковую решетку насыпается слой насадки высотой 350 мм. Насадка представляет собой керамические кольца Рашига диаметром 35 мм, длиной 35 мм и толщиной 4 мм. В стенках КВН предусмотрены люки размером 400x400 мм для загрузки и выгрузки насадки. Ревизию колец Рашига рекомендуется проводить один раз в год. Для этого следует открыть крышку люка для выгрузки насадки, выгрузить кольца, промыть их, а затем вновь засыпать в водонагреватель. Люки снабжены плоскими крышками на болтах. Люки должны обеспечивать герметичность и удобство обслуживания.

Орошение насадки производится из водораспределяющего устройства, представляющего собой коллектор из 10 перфорированных труб диаметром 32x5 мм, в которых просверлено по два отверстия в одном сечении диаметром 3 мм с шагом по длине труб 50 мм. В КВН предусмотрен сепарирующий слой высотой 110 мм, расположенный над коллектором, в виде насадки из керамических колец Рашига, насыпанной на колосниковую решетку.

Крышка КВН крепится к корпусу болтами. Между крышкой и корпусом размещается прокладка, не допускающая утечки дымовых газов. Крышка выполнена в виде усеченной четырехгранной пирамиды, переходящей в узкой части в прямоугольный выходной патрубок, служащий для отвода уходящих дымовых газов.

Подвод дымовых газов в КВН производится сбоку через прямоугольный патрубок 400x600 мм, соединенный с газоходом с помощью фланца. КВН снабжен металлическим каркасом, устанавливается на бетонном фундаменте и крепится к нему шпильками.

Тепловой расчет контактного теплообменного аппарата

• 1. Исходные данные:
  • • расход природного газа на одну полуметодическую печь В_пм = 150м³/ч;
  • • расход природного газа на одну камерную печь В_кп = = 50 м³/ч;
  • • коэффициент избытка воздуха а = 1,1;
  • • температура воды на входе в контактную камеру t₂ = 18 °С;
  • • температура воды на выходе из контактной камеры t₂=62 °С;
  • • температура газов после рекуператора t{ = 300°С;
  • • насадка из колец Рашига типа АхВхС = 35x35x4 мм.
• 2. Общий объем продуктов сгорания в контактной камере

где п₁ = 2 — количество полуметодических печей; п₂ = 4 — количество камерных печей; 1/_г° =11,01 нм³/м³ — объем (при а = 1) продуктов сгорания 1 м³ природного газа из газопровода Ставрополь — Москва (3-я нитка) [6, табл. 2.9]; =

= 9,81 нм³/м³ — теоретически необходимый объем воздуха для сжигания 1 м³ природного газа из того же газопровода [6, табл. 2.9].

Полный объем дымовых газов:

3. Массовый расход сухого газа:

где р! = 1,295 кг/нм³ — плотность продуктов сгорания при НУ [7, табл. 16 приложений]; d_x — начальная влажность продуктов сгорания,

Ун₂о =2,18 нм³/м³ — объем водяных паров [6, табл. 2.9]; р_п = = 0,805 кг/м³ — плотность пара при НУ;

V_cr = У_г • Vh₂o = 9,82 нм³/м³ — объем сухих дымовых газов; р_сг = = 1,4 кг/м³ — плотность сухих дымовых газов при НУ.

4. Температура дымовых газов на выходе:

ф" = 100% — относительная влажность дымовых газов на выходе.

5. Энтальпия воды на входе.

С_р = 4,2 кДж/кг-°С — теплоемкость воды [7].

6. Энтальпия воды на выходе:

• 7. Конечное влагосодержание продуктов сгорания: d₂ = = 0,042 кг/кг, при t"= 38 °С и относительной влажности дымовых газов на выходе ср^' = 100 % (по d-d-диаграмме).
• 8. Энтальпия дымовых газов на выходе: h{' = 145 кДж/кг = = 35 ккал/кг, при t/=38°C (по h-d диаграмме).
• 9. Энтальпия дымовых газов на входе: h{ = 712 кДж/кг = = 170 ккал/кг (по t]=300°C nd_} = 0,13 кг/кг по d-d-диаграмме).
• 10. Определяем расход воды на входе в контактную камеру из уравнения теплового баланса КТА:

где G_n =Gi(d_x-d₂) = 0,168кг/с — количество сконденсированной из дымовых газов влаги;

11. Определяем расход воды на выходе из контактной камеры:

12. Определение точек процесса. Для нахождения положения точек процесса в fr-d-диаграмме разделим всю насадку на 10 горизонтальных участков. В соответствии с этим температура газа будет понижаться на определенную величину:

• 13. Определение температур воды по участкам:
• 1) для 1-го участка:

Из этого уравнения найдем t₂, обозначив отношение b — G_x/ G_2k = 1,91/5,79 = 0,33,

h_n = 700 кДж/кг; d_n = 0,135 кг/кг (по h-d-диаграмме); t₂₁ = = (62 - 0,33-(712 - 700)/4,2)/(1 - 0,33-(0,13 - 0,135)) = 61 °С;

2) для второго участка:

h₁₂ = 666 кДж/кг; d_l2 = 0,139 кг/кг (по h-d-диаграмме); t₂₂ = = (61 - 0,33-(700 - 666)/4,2)/(1 - 0,33*(0,135 - 0,139)) = = 58,3 °С. Для остальных участков аналогично изменяем только индексы переменных;

3) h₁₃ = 637 кДж/кг; d₁₂ = 0,14 кг/кг (по h-d-диаграмме),

4) h_l4 = 591 кДж/кг; d₁₄ = 0,137 кг/кг (по /i-d-диаграмме),

5) h_l5 = 536,3 кДж/кг; d₁₅ = 0,13 кг/кг (по /i-d-диаграмме),

6) h₁₆ = 473,5 кДж/кг; d₁₆ = 0,12 кг/кг (по h-d-диаграмме),

7) h₁₇ = 391,8 кДж/кг; d₁₇ = 0,102 кг/кг (по h-d-диаграмме),

8) h₁₈ = 305,9 кДж/кг; d₁₈ = 0,082 кг/кг (по h-d-диаграмме),

9) h₁₉ = 216,2 кДж/кг; d₁₉ = 0,057 кг/кг (по /i-d-диаграмме),

10) fr{' = 145 кДж/кг; d₂ = 0,042 кг/кг (по fr-d-диаграмме),

Расчет показывает, что сходимость достаточно высокая: разность между t'₂ по заданию и по расчету составляет 18-17,2 = = 0,8 °С.

По рассчитанным величинам строим процесс охлаждения дымовых газов в I-d-диаграмме.

Определяем максимальное влагосодержание газов в процессе:

14. Тепловая мощность КВН:

15. Средний температурный напор:

а) средний логарифмический —

б) средний, рассчитанный по участкам:

Температурный напор, рассчитанный по участкам, точнее. Поэтому в расчетах принимаем его значение.

Погрешность расчета без учета зоны испарения:

Поскольку А < 10 % , расчет ведем только по зоне конденсации.

16. Оборотная теплота в контактной камере:

г = 2600 кДж/кг при парциальном давлении пара 0,2 бар^[1].

17. Тепловая мощность КВН с учетом оборотной теплоты:

18. Эквивалентный диаметр насадки:

/ = 140 м²/м³ — удельная поверхность насадки [1, табл. 3]; Фев = 0,78 м³/м³ — свободный объем [1, табл. 3].

19. Балластный объем водяных паров в КВН:

р_п = 0,805 кг/м³ [1, табл. 5].

20. Средняя температура газов:

21. Средний объем продуктов сгорания в КВН:

22. Теплофизические свойства газа. При температуре t_r = = 169 °С по [7]:

23. Скорость газа в насадке:

Скорость инверсии V7_HHB = 3,2 м/с [1].

24. Число Рейнольдса:

25. Площадь поперечного сечения контактной камеры:

26. Плотность орошения насадки контактной камеры:

27. Средняя температура воды:

28. Теплофизические свойства воды. При температуре 1_Ж = = 40 °С по таблицам воды [7]:

29. Определим коэффициент теплопередачи по формуле Н. М. Жаворонкова:

где г_п -Ун₂о /У_г =2,18/12,0 = 0,182; Ki = 0,17-(1508-136,2)°.7-0,

• 680.зз.од821.15 = Ю9,6; K_F = KvX_r/d₃ = 109,6-0,037/0,022 = 184,3 Вт/м²-°С.
• 30. Поверхность насадки:

31. Объем насадки в контактной камере:

32. Расчетная высота насадки:

33. Действительная высота насадки. Учитывая неравномерность орошения верхних рядов колец, расчетную величину насадки увеличиваем на три диаметра одного его кольца:

• 34. Внутренние размеры поперечного сечения аппарата: длина L = 1430 мм, ширина В = 1000 мм.
• 35. Площадь сечения и размеры патрубка для входа газов. Принимается скорость газов на входе W_r^BX =15 м/с.

Объемный расход продуктов сгорания при НУ:

Объемный расход продуктов сгорания на входе при t = 300 °С: Конструктивно принимаем размеры:

36. Площадь сечения и размеры выходного патрубка. Объемный расход продуктов сгорания на выходе при t = 38 °С:

где р₂ = 1,18 кг/м³ — плотность газов на выходе из аппарата.

Принимается скорость выхода газов из выходного патрубка W/* =10 м/с.

Сечение выходного патрубка:

Конструктивно принимаем размеры:

37. Диаметр трубы для подвода холодной воды. Принимаем скорость воды в трубе V7_B^BX = 1 м/с:

Принимаем трубу диаметром 90x2,5 мм по ГОСТ 8734—75 [6].

38. Диаметр трубы для отвода нагретой воды. Принимаем скорость воды в трубе V7_B^BbIX = 1 м/с:

Принимаем трубу диаметром 95x3 мм по ГОСТ 8734—75 [6].

39. Диаметр труб коллектора для орошения насадки. Принимаем, что коллектор состоит из 10 параллельно расположенных труб, приваренных к входной трубе электросваркой.

Расход воды в одной трубе: G₂₁ = G_2h/10 = 0,562 м³/с. При той же скорости площадь сечения составит

Тогда диаметр труб:

Принимаем трубы диаметром 32x2,5 мм по ГОСТ 8734—75 [6].

40. Диаметр отверстий в трубах коллектора. Принимаем скорость воды на выходе из отверстий W = 2 м/с. Количество отверстий в одной трубе — 40 шт., расположенных по два в одном сечении с шагом по длине 50 мм. Общее количество отверстий — 400. Площадь их общего сечения составит

Их диаметр: Д^_тв = ^4 ? /_отв / 400 • к = 0,003 м.

Аэродинамический расчет контактного теплообменного аппарата. По формуле Н. М. Жаворонкова [3] определяем следующее.

1. Гидравлическое сопротивление сухой насадки для турбулентного режима (Re_r < 7000):

АРн.сух= [0,35-74,5-0,81-1,92¹’8.(28-10-⁶)°>²]/(0,022¹>2.о,78¹>⁸) = = 1281 Па.

2. Коэффициент орошения:

где У_Ж — плотность орошения насадки, м³/ч-м².

3. Гидравлическое сопротивление смоченной насадки:

4. Коэффициенты местных сопротивлений конструкции:

входной патрубок — t_)l = 0,5; выходной — ⁼ 0,5; поворот

потока — = 0,5; колосниковая решетка — = 1,5.

5. Гидравлическое сопротивление сепарирующего слоя насадки для турбулентного режима (Re_r < 7000):

6. Падение давления вызванное местными сопротивлениями:

где р_п и W_ri — плотность и скорость газа в соответствующих участках.

7. Общее сопротивление насадки:

8. Выбор дымососа. Дымосос выбирается по двум параметрам: объемной подаче и напору. Подача должна быть не меньше объемного расхода на выходе КВН, а напор — не меньше аэродинамического сопротивления всего дымохода вместе с КВН. Полагая, что сопротивление остального дымохода составит не более 500 Па, выбираем дымосос типа ДН-12,5 с подачей до 39 000 м³/ч и напором 3,43 кПа [6].

Примечание. В курсовой работе также необходимо определить гидравлическое сопротивление водяного контура и подобрать центробежный насос, у которого подача будет не менее V_k = G_2k/p_B, где р_в — плотность воды, кг/м³, а напор — не меньше гидравлического сопротивления контура с учетом его длины, расположения, высоты и местных сопротивлений (включая сопротивление рекуперативного теплообменника) при выбранном диаметре труб. Все необходимые для расчета характеристики контура принять самостоятельно с учетом конструктивных соображений и расположения теплообменника и насосов.

Список литературы

• 1. Соснин, Ю. П. Высокоэффективные газовые контактные водонагреватели / Ю. П. Соснин. — Москва, 1988.
• 2. Аронов, И. 3. Контактные газовые экономайзеры / И. 3. Аронов. — Москва, 1979.
• 3. Бакластов, А. М. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок / А. М. Бакластов. — Москва, 1970.
• 4. Лебедев, П. Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки / П. Д. Лебедев. — Москва, 1972.
• 5. Справочник конструктора печей прокатного производства. В 2 томах / под редакцией В. М. Тымчака. — Москва, 1970.
• 6. Роддатис, К. Ф. Справочник по котельным установкам малой производительности / К. Ф. Роддатис, А. Н. Полтарец- кий. — Москва, 1989.
• 7. Краснощёков, Е. А. Задачник по теплопередаче / Е. А. Краснощёков, А. С. Сукомел. — Москва, 1980.

Приложение 3. Пример расчета теплового насоса для системы утилизации теплоты вытяжного воздуха

Тепловой насос установлен в системе вентиляции и кондиционирования воздуха красильного цеха камвольно-отделочной фабрики (см. рис. М3). В зимнее время ТН используется для утилизации теплоты вытяжного воздуха помещения, а в летнее для охлаждения приточного воздуха, подаваемого в цех. Испаритель ТН является воздухоохладителем, а конденсатор служит воздухонагревателем. Вытяжной воздух цеха, имеющий температуру +20 °С и относительную влажность 90 %, охлаждается до t_yx, проходя через межтрубное пространство испарителя ТН. Наружный воздух, имеющий зимой температуру-20 °С и относительную влажность 100 %, нагревается, проходя через межтрубное пространство конденсатора ТН, до температуры t_np = +20 °С. Подача приточного воздуха V = 10 000 м³/ч. Для удаления вытяжного и подачи приточного воздуха служат центробежные вентиляторы типа ВЦ-14-46, выпускаемые Крюковским вентиляторным заводом. Горизонтальные воздуховоды прямоугольного сечения расположены на опорах вдоль стен цеха и обеспечивают рассредоточенный отбор вытяжного воздуха и подачу приточного. Вертикальные шахты, являющиеся продолжениями воздуховодов, обеспечивают удаление вытяжного и забор свежего воздуха над крышей помещения цеха. Вентиляторы и тепловой насос смонтированы на вентиляционной площадке, расположенной над торцевыми воротами цеха на отметке 6 м над уровнем пола. Вентиляционная площадка огорожена звукоизоляционными стенами для защиты работников цеха от шума вентиляторов.

Тепловой насос состоит из испарителя-воздухоохладителя (И-ВО), конденсатора-воздухонагревателя (К-ВН), регенеративного теплообменника (РТО), компрессора (Км), маслоотделителя (МО), отделителя жидкости (ОЖ), дроссельного регулирующего вентиля (Др) и систем контрольно-измерительных приборов, автоматики и электроснабжения. В качестве испарителя и конденсатора применяются калориферы с поперечным наружным оребрением. Рабочее тело ТН — фреон R-22 проходит внутри труб калориферов. Испаритель должен обеспечивать испарение рабочего тела до сухого насыщенного пара. РТО обеспечивает перегрев насыщенных паров фреона на 10 °С относительно температуры кипения. Отделитель жидкости обеспечивает защиту компрессора от попадания в него капель жидкого фреона. Маслоотделитель улавливает масло, уносимое из компрессора, и возвращает его обратно. Вспомогательное оборудование на схеме не показано.

Сжатый перегретый пар фреона поступает в конденсатор, где охлаждается и конденсируется. В РТО насыщенный конденсат охлаждается относительно температуры конденсации парами фреона после испарителя. Охлажденный конденсат после дросселирования в регулирующем вентиле поступает в испаритель, откуда пар через РТО и отделитель жидкости попадает в компрессор и цикл замыкается.

В результате теплового расчета ТНУ необходимо определить:

• • мощность и тип компрессора;
• • тепловые мощности испарителя и конденсатора;

• • теплообменные поверхности испарителя и конденсатора; их геометрические размеры и количество стандартных модулей калориферов или нестандартного оборудования;
• • аэродинамические сопротивления воздухоохладителя, воздухонагревателя и воздуховодов.

Также требуется подобрать необходимые вентиляторы.

I. Расчет термодинамического цикла ТН.

1. Определение тепловой мощности конденсатора-воздухонагревателя.

Массовый расход сухого воздуха:

где V = 10 000/3600 = 2,78 м³/с — подача воздуха; р = = B/(R_BJl-T) = = 10⁵/(287-293) = 1,19 кг/м³— плотность влажного воздуха; d_np = 0,0006 кг/кг — влагосодержание приточного воздуха (по I -d-диаграмме); Я_вл = R_u/(28,97 - 10,95-Р_п/?) = = 287 Дж/кг-К — удельная газовая постоянная влажного воздуха при влагосодержании приточного воздуха; Т — температура приточного воздуха, К; Р_п = 0,1 кПа — парциальное давление паров воды в воздухе (по d-d-диаграмме); Р = — 100 кПа — атмосферное давление.

Энтальпия и влагосодержание воздуха (по d-d-диаграмме):

• • наружного при t„ = -20 °С и ф = 100 %: h„ = -18 кДж/кг; d_H ⁼ ^пр ⁼ 0,0006 кг/кг;
• • приточного при t_np = +20 °С и d_np = 0,0006 кг/кг: h_up = = 22 кДж/кг; ф = 5 %.

Тепловая мощность конденсатора-воздухонагревателя:

2. Определение тепловой мощности испарителя-воздухоохладителя.

Тепловой баланс ТНУ: откуда находим

где г|_э— электрический КПД компрессора (г)_э = 0,95); ц — коэффициент преобразования ТНУ принимается (в первом приближении (и = 6) с последующим уточнением.

3. Определение температуры воздуха после испарителя- воздухоохладителя и температуры кипения фреона в испарителе.

Энтальпия вытяжного воздуха:

где h_B = 57 кДж/кг — энтальпия воздуха в помещении.

Температура вытяжного воздуха после испарителя при ф = = 100 % и h_BbIT = 23,3 кДж/кг (по h-d-диаграмме): t_Bbrr = +7 °С. Температура кипения хладагента в испарителе:

• 4. Температура конденсации фреона R-22 в конденсаторе- воздухонагревателе: принимаем: t_K = t_np + 10 °С = 30 °С.
• 5. Температура перегрева паров фреона R-22 перед компрессором в РТО: = t₀ + 10 °С = 10 °С (принимаем).
• 6. Определение параметров в основных точках цикла. Точка 1. Давление Р_г равно давлению в испарителе Р₀, которое определяется по таблице насыщения фреона-22 [1]: Р₀ = = 4,98 бар. Затем по температуре и давлению из таблиц перегретого пара [1] определяем остальные параметры в этой точке и записываем их в таблицу.

Точка 2т. Давление Р₂ равно давлению в конденсаторе Р_к, которое определяется по таблице насыщения: Р_к = 11,91 бар. По таблице перегретого пара [1] при давлении Р_к и энтропии S₂ = Si = 1,7754 кДж/(кг-К) находим температуру и все прочие свойства пара и заносим их в таблицу.

Точка 2. Принимаем механический КПД компрессора Г)_м — 0,9. Индикаторный КПД определяем по формуле:

где (3 = Р₂/Р₁ = 11,91/4,98 = 2,39 Теоретическая работа компрессора:

Действительная работа компрессора:

Энтальпия в точке 2: h₂ = h₁ + l^ = 711,9 + 30,5 = 742,4 кДж/кг. По этой энтальпии определяем температуру в точке 2 при давлении Р₂ [1 ]: t₂ = 64 °С.

Энтропия и удельный объем в остальных точках для расчета не требуются.

В точках 3, 4, 7 параметры и энтальпия определяются по таблице насыщения [1] (в точках 3 и 7 — насыщенный пар, в точке 4 — насыщенный конденсат).

Энтальпия в точке 5 определяется из теплового баланса РТО:

По энтальпии i₅ при давлении Р₂ определяем температуру t₅ = 24 °С.

Энтальпия в точке 6 равна энтальпии в точке 5: h₆ = h₅ (процесс адиабатного дросселирования).

Заносим все найденные величины в таблицу.

7. Таблица основных параметров термодинамического цикла ТНУ (определенных выше по LgP-h-диаграмме и таблицам фреона-22 [1]).

Изображение цикла ТНУ в Т-S- и LgP-h-диаграммах показано на рис. М5.

Процессы цикла: 1—2 — сжатие в компрессоре; 2—3—4 — охлаждение пара фреона и его конденсация; 4—5 — охлаждение конденсата в РТО; 5—6 — дросселирование; 6—7 — испарение; 7—1 — перегрев пара в РТО.

II. Основные энергетические характеристики ТНУ.

Рис. MS. Термодинамический цикл ТНУ в Т-S- и LgP-h-диаграммах

1. Удельная теплопроизводительность конденсатора:

2. Удельная холодопроизводительность испарителя:

3. Удельная тепловая мощность РТО:

4. Удельная работа компрессора:

5. Массовый расход фреона:

6. Тепловая мощность испарителя:

Это незначительно отличается от величины Q_H = 111,4 кВт, найденной выше из теплового баланса ТНУ. Поэтому второе приближение не делаем.

7. Тепловая мощность РТО:

8. Мощность привода компрессора:

9. Коэффициент преобразования ТНУ:

Рассчитанная величина незначительно отличается от принятой выше.

III. Объемная подача и выбор компрессора.

1. Фактический объемный расход хладагента:

где Vj — удельный объем пара фреона на входе в компрессор (точка 1).

2. Индикаторный коэффициент подачи компрессора:

где Р₀ и Р_к давления в испарителе и конденсаторе соответственно; АР = ОД бар — сопротивления клапанов компрессора.

3. Коэффициент невидимых потерь:

4. Коэффициент подачи компрессора:

5. Теоретическая подача компрессора:

6. Компрессор выбираем по его теоретической подаче и мощности привода: по табл. 5.4 (см. литературу [2]) выбираем бессальниковый поршневой компрессор ПБ-60 с мощностью двигателя 20,7 кВт и теоретической подачей 0,043 м³/с.

IV. Тепловой расчет конденсатора-воздухонагревателя.

1. Средний температурный напор в конденсаторе:

2. Ориентировочный коэффициент теплопередачи в воздухонагревателях или охладителях, отнесенный к наружной поверхности ([2], с. 111):

3. Ориентировочная поверхность теплообмена конденсатора:

• 4. Объемный расход хладагента на входе и выходе конденсатора:
  • • на входе (пар) —

• на выходе (конденсат) —

5. Диаметр труб в конденсаторе. Принимаем, что хладагент движется в конденсаторе по трем параллельным стальным трубам, имеющим общие входной и выходной коллекторы. На трубы надеты пластинчатые (прямоугольные) стальные ребра толщиной §_р = 0,5 мм (рис. Мб, М7) с шагом S_p = 5 мм.

Принимаем скорость конденсата на выходе из трубного пучка: W_lK = 0,9 м/с.

Поперечное сечение трубного пучка должно быть: Внутренний диаметр труб:

где п_тр = 3 — число параллельных труб в пучке.

При этом скорость пара на входе в пучок:

Это нормальная скорость для парового потока.

Принимаем для пучка стальные трубы диаметром 20x2 мм.

Для коллекторов используем трубы диаметром 57x3 мм.

Площадь сечения коллектора:

Скорость пара в коллекторе: W_K0;I = 7,35 м/с.

• 6. Геометрические характеристики пучка:
  • • поперечный шаг труб S-, = 40 мм; продольный шаг труб S₂ = 40 мм;
  • • длина ребер по ходу воздуха L = 120 мм;
  • • размеры пучка для прохода воздуха: ширина—X = 1000 мм, высота — Y = 1000 мм;
  • • наружный диаметр труб d₂ = 20 мм;
  • • поверхности (на 1 м длины одной трубы): поверхность ребер •fpi - 2 • п_р1 -(S_x -S₂ -п-d₂ /4) = 0,5144м²; поверхность промежутков F_nl = n-d₂-(l-n_pl -8_р) = 0,0565м²; полная оребренная поверхность F_pcl =F_pl+F_nl = 0,571м²; поверхность гладкой трубы F_Tpl = n-d₂ = 3,14-0,02 = 0,0628м².

Рис. Мб. Фрагмент поперечного сечения трубного пучка

Прочие характеристики:

• • коэффициент оребрения — К_ор = F_pcl/F_Tpl = 9,1;
• • число ребер (на 1м) — п_р1 = 1/S_p = 1/0,005 = 200 шт.;
• • число труб по высоте — п_тр = Y/S₂ = 1000/40 = 25;

• площадь проходного сечения по воздуху —

• эквивалентный диаметр проходной ячейки по воздуху —

• наружная поверхность одной трехрядной секции калорифера —

где L — длина одного хода трубного пучка, м.

Рис. М7. Схема движения хладагента в конденсаторе

7. Расчет коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха. Для коридорного пучка труб с пластинчатым оребрением рекомендуется формула ([6], формула (2.13), с. 27):

где

В качестве определяющего размера принят эквивалентный диаметр.

Скорость воздуха в узком сечении пучка:

Число Рейнольдса:

Теплофизические свойства: v_B = 13,3-10^_6 м²/с; Л_в = = 0,0244 Вт/(м-К).

Коэффициенты: С = Л-В = 0,115, где Л = 0,213 ([6], с. 28); В = 1,36 - 0,24-(Re₂/1000) = 0,54 ([6], с. 28).

Подставляем все числовые значения в формулу для расчета Nu₂:

Коэффициент теплоотдачи —

8. Определение приведенного коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха с учетом эффективности ребер. При равенстве продольного и поперечного шагов пучка Sj = S₂ на одну трубку приходится квадратное ребро со стороной В - 40 мм. Высота такого ребра определяется по формуле ([6], табл. 3.2, с. 74):

где р = 1,15-B/d₂ = 2,3.

Модуль ребра:

Произведение m-h¹ = 0,96.

Коэффициент эффективности ребра без учета контактного сопротивления между трубой и ребром:

Контактное сопротивление учитываем коэффициентом С„ = = 0,95 ([6], с. 72).

Коэффициент эффективности ребра с учетом контактного сопротивления: Е_р = С_к-Е_ро = 0,76.

Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха с учетом эффективности ребер:

9. Теплоотдача при конденсации паров фреона внутри труб.

Коэффициент теплоотдачи при конденсации пара внутри труб может быть рассчитан по формуле [8]:

( I ТТ Tl

где |/ = 0,5- 1 + 1 + jq • —-1 =3,34; х₁ — сухость пере-

I V ^^Vx

гретого пара фреона на входе в трубки конденсатора: ^2“Ц 742,4 ^—536,4 _{л л(}- ₍

х_х~ ——4- =-= 1,16 (энтальпии точек определе-

(з ^—14 713,7 ^— 536,4

ны в расчете цикла); v_n = v₂ = 0,0238 м³/кг, v_K = v₄ = = 0,000853 м³/кг — удельные объемы пара и конденсата фреона при давлении в конденсаторе; Рг = 2,6; Vj = 0,253-10^_6 м²/с;

= 0,0807 Вт/(м-К) — число Прандтля, кинематическая вязкость и теплопроводность конденсата фреона [1]; Re_x = W_lK-d₁/v₁ = = 56 917 х (W_]K = 0,9 м/с — скорость конденсата, определена выше; = 0,016 м — внутренний диаметр труб);

10. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности:

11. Расчетная поверхность конденсатора-воздухонагревателя:

12. Необходимое количество секций с учетом коэффициента запаса:

Секции устанавливаем последовательно по ходу воздуха и хладагента. При этом по хладагенту нижний (выходной) коллектор предшествующей секции должен соединяться с верхним (входным) коллектором последующей. Для возможности дренирования фреона в ресивер в случае аварийного останова ТНУ нижние коллектора всех секций должны быть соединены с общим дренажным коллектором трубопроводами с запорной арматурой. Верхние коллекторы также должны соединяться друг с другом трубопроводами с запорной арматурой.

13. Аэродинамическое сопротивление конденсатора по воздуху. Для определения АР можно воспользоваться данными ([2], табл. 14.6, с. 226), где приведены сопротивления проходу воздуха в воздухонагревателях в зависимости от числа рядов труб и массовой скорости воздуха.

Массовая скорость воздуха — p-W₂ = 1,29-6,18 = 7,97кг/(м²-с).

Сопротивление одной секции трехрядного пучка — АР₁ = = 148 Па.

Сопротивление всего воздухонагревателя — АР = п_с -АР_г = = 740 Па.

14. Далее необходимо определить размеры и расположение приточных воздуховодов и рассчитать их аэродинамическое сопротивление с учетом всех местных сопротивлений (включая и найденное выше сопротивление воздухонагревателя). После этого нужно выбрать приточный вентилятор по найденному сопротивлению и подаче воздуха.

V. Тепловой расчет испарителя-воздухоохладителя.

1. Средний температурный напор в испарителе:

2. Ориентировочный коэффициент теплопередачи в воздухонагревателях или охладителях, отнесенный к наружной поверхности ([2], с. 111):

3. Ориентировочная поверхность теплообмена испарителя:

4. Ориентировочный удельный тепловой поток в испарителе:

5. Принимаем конструкцию воздухоохладителя такой же, как и воздухонагревателя, но соединение секций по фреону делаем параллельным. Ориентировочное количество секций испарителя:

Массовый расход фреона не изменится — G_x = 0,643 кг/с.

Массовая скорость фреона в трубках при параллельном соединении девяти секций по фреону:

6. Расчет коэффициента теплоотдачи при кипении в трубах можно выполнить по формуле ([6], стр. 45):

7. Соединение секций испарителя по воздуху выполняем последовательным для того чтобы скорость воздуха осталась такой же, как и в воздухонагревателе, при том же объемном расходе воздуха (расход даже несколько увеличится за счет уменьшения плотности при более высокой температуре). Следовательно, коэффициент теплоотдачи от сухого воздуха к оре- бренной поверхности практически будет таким же как и в воздухонагревателе:

Однако поскольку в воздухоохладителе происходит выпадение влаги из воздуха при его охлаждении ниже точки росы, за счет орошения труб коэффициент теплоотдачи увеличится согласно рекомендациям [9]:

где h_B = 57 кДж/кг; /i_BbIT = 23,3 кДж/кг; t_B = 20 °С; t_BbIT = 7 °С (см. раздел I); С_р = 1 кДж/(кг-К) — изобарная теплоемкость воздуха.

8. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности:

9. Расчетная поверхность испарителя-воздухоохладителя:

10. Необходимое количество секций с учетом коэффициента запаса:

• (округляем в большую сторону).
• 11. Уточним коэффициент теплоотдачи при кипении.

Массовая скорость фреона в трубках при параллельном соединении шести секций:

Удельный тепловой поток в испарителе:

Коэффициент теплоотдачи при кипении в трубах:

Изменение коэффициента теплоотдачи в трубках испарителя незначительно, и значение коэффициента теплопередачи практически не изменится.

12. Аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя по воздуху.

Определение АР выполняем аналогично расчету воздухонагревателя.

Массовая скорость воздуха — p-W₉ = 1,21-6,18 = = 7,48 кг/(м²-с).

Сопротивление одной секции трехрядного пучка — АР_г = = 132 Па.

Сопротивление всего воздухоохладителя — ЛР = п_с-АР₁ = = 792 Па.

13. Далее необходимо определить размеры и расположение вытяжных воздуховодов и рассчитать их аэродинамическое сопротивление с учетом всех местных сопротивлений (включая найденное выше сопротивление воздухоохладителя). После чего нужно выбрать вытяжной вентилятор по найденному сопротивлению и подаче воздуха.

Список литературы

• 1. Богданов, С. Н. Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник / С. Н. Богданов, О. П. Иванов, А. В. Куприянова. — Москва, 1985.
• 2. Свердлов, Г. 3. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / Г. 3. Свердлов, Б. К. Явнель. — Москва, 1978.
• 3. Манюк, В. И. Справочник по наладке и эксплуатации водяных тепловых сетей / В. И. Манюк [и др.]. — Москва, 1982.
• 4. Янтовский, Е. И. Парокомпрессионные теплонасосные установки / Е. И. Янтовский, Ю. В. Пустовалов. — Москва, 1982.
• 5. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко, В. М. Зорина. — Москва, 2007.
• 6. Теплообменные аппараты холодильных установок / под редакцией Г. Н. Даниловой. — Москва, 1986.
• 7. Холодильные компрессоры. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. — Москва, 1981.
• 8. Исаченко, В. П. Теплопередача / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, А. С. Сукомел. — Москва, 1981.
• 9. Баркалов, Б. В. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях / Б. В. Баркалов, Е. Е. Карпис. — Москва, 1971.

Приложение 4. Пример расчета системы охлаждения овощехранилища с одноступенчатой парокомпрессионной холодильной машиной

Охлаждение камер для хранения овощей районной овощной базы производится с помощью рассольной системы. Хладоноси- тель (раствор хлористого кальция) охлаждается в испарителе парокомпрессионной холодильной машины, холодопроизводи- тельность которой — Q₀, кВт, конденсатор охлаждается оборотной водой, отдающей сбросную теплоту в атмосферу в вентиляторной градирне. Хладоноситель перекачивается рассольными насосами, оборотная вода — насосами для воды. Насосы консольные центробежные. Рабочее тело холодильной машины — фреон R-22.

Холодильная машина и насосы установлены в отдельном помещении, смежном с овощехранилищем. Там же установлено вспомогательное оборудование: рассольные баки (расходный и для приготовления раствора), ресивер для фреона, мослоотделитель, арматура, КИП и автоматика. Все трубопроводы хладоносителя, расположенные за пределами холодильной камеры, теплоизолированы. Ориентировочные размеры холодильной камеры: длина — 72 м; ширина — 18 м; высота — 4 м. Охлаждение камеры осуществляется от настенных регистров, выполненных из стальных труб диаметром 38x2,5 мм, имеющих наружное оребрение в виде поперечно-спиральной навивки стальной ленты толщиной 5_р = 1 мм, шириной 45 мм и шагом 20 мм. Количество регистров, их размеры и расположение определяются расчетом ([2], с. 118).

Размеры машинного отделения, где расположены холодильная машина, насосы и вспомогательное оборудование, определяются после расчетов, выбора и составления плана расположения оборудования.

Градирня для охлаждения оборотной воды расположена на расстоянии 50 м от машинного отделения на высотной отметке (по нижней кромке) 4 м.

Принципиальная теплогидравлическая схема холодильной установки приведена в методических указаниях по курсовой работе. Диаметры всех трубопроводов определяются расчетом исходя из ориентировочной скорости движеня теплоносителей (для воды и рассола: W ~ 1.. Л ,5 м/с) и наносятся на схему, например, в виде Тр. 0 48x2.

Исходные данные к расчету:

• • холодопрлизводительность установки Q₀ = 100 кВт;
• • температура оборотной воды после градирни t_Bl = 20 °С;
• • температура воздуха в холодильной камере t_BX = -4 °С.

В результате теплового расчета ТНУ необходимо:

• • определить мощность и тип компрессора;
• • тепловые мощности испарителя и конденсатора;
• • теплообменные поверхности испарителя и конденсатора; их тип и размеры;

• • гидравлические сопротивления рассольных трубопроводов и оборотной воды;
• • подобрать необходимые насосы;
• • вспомогательное оборудование; привести его основные характеристики.

I. Расчет термодинамического цикла холодильной машины.

1. Температура рассола на выходе из холодильной камеры — на входе в испаритель (принимается на 3...5 °С ниже температуры воздуха в холодильной камере):

2. Температура рассола на выходе из испарителя (принимается на 3...5 °С ниже его температуры на входе):

3. Температура кипения хладагента в испарителе (принимается на 5...7 °С ниже температуры рассола на выходе):

4. Температура воды на выходе из конденсатора (принимается на 3...5 °С выше его температуры на входе, которая равна температуре воды после градирни):

5. Температура конденсации хладагента в конденсаторе (принимается на 5...7 °С выше температуры воды на выходе):

Примечание. Индексы в обозначениях температур выбраны по входу и выходу испарителя и конденсатора: на входе — 1, на выходе — 2.

6. Определение параметров в основных точках цикла.

Точка 1. Давление Р] равно давлению в испарителе Р₀, которое

определяется по таблице насыщения фреона-22 [1] при температуре кипения t₀ = -20 °С: Р₀ = 2,455 бар. Температура перегрева паров перед компрессором принимается на 10 °С выше температуры кипения: t₁ = t₀ + 10 = -10 °С. Затем по температуре и давлению из таблиц перегретого пара [1] определяем остальные параметры в этой точке и записываем их в таблицу.

Точка 2т. Давление Р₂ равно давлению в конденсаторе Р_к, которое определяется по таблице насыщения при температуре конденсации t_K = 30 °С: Р_к = 11,91 бар. По таблице перегретого пара [1] при давлении Р_к и энтропии S₂ - = 1,8067 кДж/

(кг-К) находим температуру и все прочие свойства пара и заносим их в таблицу.

Точка 2. Принимаем механический КПД компрессора г)_м ⁼ 0,9. Индикаторный КПД определяем по формуле

где Р = Р₂/Р₁ = 11,91/2,455 = 4,851.

Теоретическая работа компрессора: l_T = h_2T — = 744,5 —

703,3 = 41,2 кДж/кг.

Действительная работа компрессора:

Энтальпия в точке 2: h₂ = Ъ._г + 1_Д = 703,3 + 55 = 758,3 кДж/кг.

По этой энтальпии определяем температуру в точке 2 при давлении Р₂ [1]: t₂ = 83 °С.

Энтропия и удельный объем в остальных точках для расчета не требуются.

В точках: 3, 4, 7 параметры и энтальпия определяются по таблице насыщения [1] (в точках 3 и 7 — насыщенный пар, в точке 4 — насыщенный конденсат).

Энтальпия в точке 5 определяется из теплового баланса РТО:

По энтальпии h₅ при давлении Р₂ определяем температуру t₅ = 25 °С.

Энтальпия в точке 6 равна энтальпии в точке 5: h₆ = h₅ (процесс адиабатного дросселирования).

Заносим все найденные значения в таблицу.

Изображение термодинамического цикла холодильной машины в Т-S- и LgP-h-диаграммах показано на рис. М8.

8. Таблица основных параметров термодинамического цикла (определенных выше по LgP-h-диаграмме и таблицам фреона R-22 [1]):

Рис. М8. Термодинамический цикл холодильной машины в Т-S- и LgP-h-диаграммах

Процессы цикла: 1—2 — сжатие в компрессоре; 2—3—4 — охлаждение пара фреона и его конденсация; 4—5 — охлаждение конденсата в РТО; 5—6 — дросселирование; 6—7 — испарение; 7—1 — перегрев пара в РТО.

II. Основные энергетические характеристики холодильной машины.

1. Удельная теплопроизводительность конденсатора:

2. Удельная холодопроизводительность испарителя:

3. Удельная тепловая мощность РТО:

4. Удельная работа компрессора:

5. Массовый расход фреона:

6. Тепловая мощность конденсатора:

7. Тепловая мощность РТО:

8. Электрическая мощность привода компрессора:

где р_э = 0,95 — КПД электродвигателя компрессора.

9. Холодильный коэффициент цикла:

III. Объемная подача и выбор компрессора. ^{[2] [3] [4] [5]}

5. Теоретическая подача компрессора:

6. Компрессор выбираем по его теоретической подаче и мощности привода.

По табл. 5.5 (см. литературу [2]) выбираем шестицилиндровый поршневой компрессор П-165 с теоретической подачей 0,125 м³/с и установленной мощностью двигателя 75 кВт. Диаметр цилиндров — 115 мм; ход поршня — 82 мм; число оборотов вала — 24,5 сг¹.

IV. Тепловой расчет конденсатора.

1. Средний температурный напор в конденсаторе:

2. Ориентировочный коэффициент теплопередачи в водоохлаждаемых кожухотрубных конденсаторах типа КТР с наружным накатанным оребрением, отнесенный к оребренной поверхности ([2], с. 111, 114):

3. Ориентировочная поверхность теплообмена конденсатора:

Выбираем для установки горизонтальный кожухотрубный конденсатор типа КТР-35 с наружным накатанным оребрением на медных трубах диаметром 20x3 мм ([2], с. 110; [3], с. 109—110):

• • поверхность теплообмена (наружная) — F_H = 40 м;
• • число и длина труб — п = 135; I = 2м;
• • число ходов — z = 4;
• • коэффициент оребрения — К_ор = 2,4;
• • высота и толщина ребер — h = 2 мм; §_р = 2 мм;
• • приведенное число рядов по высоте — т = 5;
• 1

• проходное сечение для воды —

• • внутренний диаметр обечайки корпуса — = 404 мм.
• 4. Объемный расход хладагента на входе конденсатора:

5. Площадь проходного сечения по пару:

6. Скорость пара в узком сечении пучка:

В связи с малой величиной скорости пара расчет теплоотдачи проводим для конденсации неподвижного пара на пучке.

7. Теплоотдача на одиночной трубе:

где В = 1555 ([3], табл. 2.9, с. 48) — определяется по температуре насыщения; d₂ = 0,02 м; At = t_H — t_c = 30 — 26 = 4 °С, где

^fn = (tl + f;) / 2 = 26 °C — температура стенки трубы;

8. Учет оребрения. При высоте и толщине ребер h = 2 мм; 5_р = 2 мм, модуль ребра:

Коэффициент эффективности ребра ([3], с. 74):

Можно считать, что на всей оребренной поверхности коэффициент теплоотдачи один и тот же — a_N = 2128 Вт/(м²-К).

9. Средняя теплоотдача при конденсации на пучке ([3],с. 49):

10. Теплоотдача при течении воды внутри труб. Массовый расход воды:

где At_B = t_B2 - t_Bl = 24 - 20 = 4 °С.

Скорость воды в трубах:

Число Рейнольдса в трубах:

Теплофизические свойства воды при средней температуре t_B = 22 °С: Рг_ж = 6,7; Рг_с = 6,0; У_г = 1,006-10~⁶ м²/с; =

= 0,603 Вт/(м-К) — число Прандтля (при температуре жидкости и стенки соответственно), кинематическая вязкость и теплопроводность [10].

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном течении внутри труб может быть рассчитан по формуле ([8], с. 186):

11. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности:

12. Уточняем температуру стенки трубы.

13. Далее повторяем расчет, начиная с п. 7:

Средняя теплоотдача при конденсации на пучке:

Теплоотдача при течении воды внутри труб не изменится:

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности:

14. Расчетная поверхность теплообмена конденсатора:

С учетом коэффициента запаса 1,25 поверхность трубного пучка в конденсаторе должна быть не менее

Следовательно, можно выбрать для установки конденсатор КТР-25, у которого поверхность теплообмена F = 30 м² и длина труб в пучке 1,5 м, а все остальные геометрические характеристики те же самые. Коэффициент теплопередачи останется неизменным и, следовательно, расчетная поверхность — тоже.

V. Тепловой расчет испарителя.

1. Средний температурный напор в испарителе:

2. Ориентировочная плотность теплового потока в кожухотрубных рассольных испарителях на фреоне R-22, отнесенного к наружной поверхности накатанных медных труб ([2, с. 116]):

3. Ориентировочная поверхность теплообмена испарителя:

Выбираем для установки горизонтальный кожухотрубный испаритель типа ИТР-18 с наружным накатанным оребрением на медных трубах ([3, с. 151]):

• • поверхность теплообмена (наружная) F_H = 18 м²;
• • число труб и длина кожуха п = 84; L = 1665 мм;
• • коэффициент оребрения К_ор = 3,4;
• • число рядов по высоте m = 11;
• • число ходов z - 4;
• • внутренний диаметр труб d₂ = 0,013 м;
• • диаметр условного прохода по рассолу d_y = 0,05 м;
• • проходное сечение для рассола

• • внутренний диаметр обечайки корпуса D_l = 325 мм.
• 4. Средняя теплоотдача при кипении R-22 на многорядном пучке может быть определена по формуле, предложенной А. А. Козыревым ([3, с. 38]):

где q₂ = Q₀/F_H = 100 000/18 = 5555,5 Вт/м² — уточненный тепловой поток; Р₀ = 2,455 бар — давление в испарителе.

Можно считать, что на всей оребренной поверхности коэффициент теплоотдачи один и тот же — а₂ = 2366 Вт/(м²-К), так как коэффициент эффективности накатанных ребер на медных трубах составляет Е = 0,99 (см. расчет конденсатора).

5. Теплоотдача при течении рассола внутри труб.

Теплофизические свойства рассола (раствор хлористого

кальция с концентрацией 23,8 % и температурой замерзания -25,7 °С) при средней температуре t_p = -11 °С ([1, с. 174]): Рг_ж = 33; Рг_с = 45; Vj = 4,87-Ю"⁶ м²/с; = 0,523 Вт/(м-К);

с_р = 2,91 кДж/(кг-К); р_р = 1220 кг/м³ — число Прандтля (при температуре жидкости и стенки соответственно), кинематическая вязкость, теплопроводность, теплоемкость и плотность.

Массовый расход рассола:

где At_p = t_pl - t_p2 = -9 - (-14) = 5 °С.

Скорость рассола в трубах:

Число Рейнольдса в трубах:

Коэффициент теплоотдачи можно рассчитать, как при турбулентном течении внутри труб, по формулам ([8, стр. 186])

12. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к оребренной поверхности:

13. Плотность теплового потока, отнесенная к наружной поверхности:

14. Расчетная наружная поверхность теплообмена:

Можно считать, что испаритель ИТР-18 выбран правильно.

VI. Выбор вспомогательного оборудования.

1. Регенеративный теплообменник. Средний температурный напор:

Тепловая мощность: Q_PT0 = 4,1 кВт (см выше).

Ориентировочный коэффициент теплопередачи: к = = 100 Вт/(м²-К).

Расчетная поверхность теплообмена: F = Q_PT0/(K-At_cp) = = 0,96 м².

Выбираем ([3, с. 226]) регенеративный горизонтальный теплообменник кожухозмеевикового типа ТФ-70Г с поверхностью теплообмена 1,34 м².

2. Батареи охлаждения в холодильной камере. Как уже отмечено в описании установки, в качестве камерного оборудования выбраны пристенные батареи охлаждения по ГОСТ 17645—78, выполненные в виде секций СК (стальные одноколлекторные с шагом оребрения 20 мм) по четыре оребренных трубы сечением 38x2,5 мм и поверхностью теплообмена F_]c = = 20,7 м² в каждой секции.

По данным ([2, с. 121]) коэффициент теплопередачи таких секций при температуре воздуха в камере около 0 °С составляет к = 4,1 Вт/(м²*К).

Средний температурный напор между воздухом в камере и рассолом:

Расчетная поверхность теплообмена всех секций:

Необходимое количество секций:

При длине одной секции 2,75 м общая длина составит L = = 432 м.

Все секции устанавливаются в два ряда по высоте вдоль всех стен, разделяются на две параллельные ветви и подключаются последовательно по 79 секций в каждом параллельном потоке. В гидравлическом расчете определяется сопротивление одной параллельной ветви исходя из того, что через нее проходит половина расхода рассола, который движется по четырем параллельным трубам каждой секции, проходя последовательно все 79 секций.

VII. Гидравлический расчет оборудования и трубопроводов.

Сначала выполняются гидравлические расчеты:

• • конденсатора по оборотной воде;
• • испарителя по рассолу.

Затем выполняется гидравлический расчет водяных трубопроводов от насосов до градирни с учетом ее высоты. Общее сопротивление по воде:

где АР_к — сопротивление конденсатора; АР_н — сопротивление гидростатического столба; АР_тр — сопротивление трубопроводов (включая местные сопротивления и сопротивление трения).

Гидравлический расчет рассольных трубопроводов выполняется аналогично. Общее гидравлическое сопротивление складывается из следующих составляющих:

где ДР_И — сопротивление испарителя; АР_б — сопротивление одной параллельной ветви камерных батарей; АР_н — сопротивление гидростатического столба между входом в насос и выходом трубопровода в рассольный бак; АР_тр — сопротивление трубопроводов (включая местные сопротивления и сопротивление трения). Алгоритм расчета гидравлических сопротивлений изложен в Приложении 1 (расчет ЦТП).

По рассчитанным гидравлическим сопротивлениям и объемной подаче выбираются насосы (консольного типа) оборотной воды и рассольные.

Список литературы

• 1. Богданов, С. Н. Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник / С. Н. Богданов, О. П. Иванов, А. В. Куприянова. — Москва, 1985.
• 2. Свердлов, Г. 3. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / Г. 3. Свердлов, Б. К. Явнель. — Москва, 1978.
• 3. Теплообменные аппараты холодильных установок / под редакцией Г. Н. Даниловой. — Москва, 1986.
• 4. Холодильные машины. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. — Москва, 1982.
• 5. Холодильные компрессоры. Справочник / под редакцией А. В. Быкова. Москва, 1981.

• 6. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник / под редакцией А. В. Клименко и В. М. Зорина — Москва, 2007.
• 7. Григорьев, В. А. Тепло- и моссообменные аппараты криогенной техники / В. А. Григорьев, Ю. И. Крохин. — Москва, 1982.
• 8. Исаченко, В. П. Теплопередача / В. П. Исаченко, В. А. Осипова, А. С. Сукомел. — Москва, 1981.
• 9. Манюк, В. И. Справочник по наладке и эксплуатации водяных тепловых сетей / В. И. Манюк [и др.]. — Москва, 1982.
• 10. Краснощёков, Е. А. Задачник по теплопередаче / Е. А. Краснощёков, А. С. Сукомел. — Москва, 1980.

Приложение 5. Методические указания и алгоритмы выполнения лабораторных работ

Лабораторная работа № 1. Испытания рекуперативного теплообменника

Цель работы: сравнение экспериментальных характеристик ТО с их расчетными величинами.

I. Содержание работы:

• • определение коэффициента тепловых потерь;
• • определение коэффициента теплопередачи по экспериментальным данным;
• • определение расчетного коэффициента теплопередачи и сравнение с экспериментальной величиной;
• • эскиз теплообменника (из справочника).
• 11. Исходные данные:
  • • теплообменник водо-водяной, скоростной, секционный;
  • • диаметр труб — d₂/d₁ = 16/14 мм;
  • • диаметр корпуса — D_H/D_BH = 200/180 мм;
  • • длина труб — L = 4000 мм;
  • • число секций — z = 2;
  • • число труб в секции — п = 62.

III. Результаты измерений.

Расход воды, кг/с:

• • горячей (греющей) — G_: = 15 кг/с;
• • холодной (нагреваемой) — G₂ = 12 кг/с.

Температура, °С:

• горячей воды: на входе — t[ =130°С₅ на выходе — t"=105°C;

• холодной воды: на входе — t2 = 61°C, на выходе — t₂ =92 °С.

IV. Обработка результатов измерений.

1. Поверхность теплообмена в одной секции:

, di+d.2 где d_cp =

• 2. Площади проходных сечений:
  • • по горячей воде (в межтрубном пространстве) —

• по холодной воде (в трубах) —

3. Эквивалентный диаметр межтрубного пространства:

где U- л:• (D_BH +n-d₂) — смоченный периметр.

• 4. Скорости теплоносителей в теплооменнике:
  • • в межтрубном пространстве —

• в трубах —

где pj и р₂ — плотность теплоносителей при средних температурах последних:

• 5. Теплофизические свойства теплоносителей при средних температурах:
  • • теплопроводность Х_г — Х₂ = ;
  • • удельная теплоемкость с_р1 = с_р2 = ;

• • плотность Pj = р₂ = ;
• • кинематическая вязкость v₁ = v₂ = ;
• • число Прандтля Рг_х = Рг₂ = ;

ti сп I ?₂сп

• • Рг_с = (число Прандтля для воды при ?_с =———).
• 6. Тепловая мощность теплообменника и тепловой баланс.

где — коэффициент тепловых потерь.

Считать, что Q = Q₂ = G₂ • С_р2 • кВт,

7. Средняя разность температур теплоносителей (температурный напор ТО):

так как At₆ / At_M < 2, следовательно, At_cp = (At₆ + At_M) / 2 = 41 °C.

8. Экспериментальный коэффициент теплопередачи:

где F = z-F₁= м²— полная поверхность теплообмена.

9. Определение расчетного коэффициента теплопередачи:

где ju — коэффициент загрязнений (ц ~ 0,7...0,8).

Сравнить расчетный и экспериментальный коэффициенты теплопередачи теплообменника.

Лабораторная работа № 2. Испытания сушильной камеры

Цель работы: сравнение расчетных и экспериментальных характеристик сушилки.

I. Содержание работы:

• • определение удельного расхода воздуха (экспериментального);
• • определение удельного расхода теплоты (экспериментального);
• • построение процесса сушки в I-d-диаграмме, расчет удельных расходов воздуха и теплоты, сравнение с экспериментальными значениями;
• • конструктивная схема сушилки^[6].

II. Исходные данные.

Тип сушилки — шахтная;

Назначение — сушка зерна.

Расход продукта на выходе — G₂ = 200 кг/ч.

Влажность сырого материала (на общую массу) — = 40 %.

Влажность сухого материала (на общую массу) — т₂ = 20 %.

Параметры сушильного агента.

Температура воздуха:

• • на входе — t₀ = 20 °С;
• • после калорифера — t₁ = 110 °С;
• • после сушки — t₂ ~ 45 °С.

Относительная влажность и влагосодержание воздуха:

• • на входе — ф₀ « 60 %; d₀ = кг/кг; /₀ = кДж/кг;
• • на выходе — ф₂ ~ %; d₂ = кг/кг; 1₂ - 1_г - кДж/кг
• (d₀, 1₀, ф₂, d₂ и 1₂ = 7] — определить по i-d-диаграмме).

Расход пара на калорифер — G_n = 160 кг/ч.

Давление пара Р = 4 кгс/см².

Расход воздуха — У_в = 3200 м³/ч.

III. Обработка результатов измерений.

• 1. Построить процесс в /-d-диаграмме (д_доп = 0, т. е. процесс идеальной сушки).
• 2. Удельный расход сухого воздуха (расчетный):

3. Удельный расход теплоты (расчетный):

4. Расход удаляемой влаги:

• 5. Экспериментальный расход сухого воздуха:
  • • полный —

где р_в = 1,2 кг/м³ — плотность влажности воздуха;

• удельный —

• 6. Экспериментальный расход теплоты:
  • • полный —

• удельный —

Здесь г_п — теплота конденсации пара при его давлении в калорифере (Р_п = 4 кгс/см²).

Сравнить экспериментальные и рассчитанные удельные расходы воздуха и теплоты.

Автор: Ларкин Дмитрий

• [1] Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. М. : Издательство МЭИ, 1999.
• [2] Фактический объемный расход хладагента: где V]_ — удельный объем пара фреона на входе в компрессор(точка 1).
• [3] Индикаторный коэффициент подачи компрессора: где Р0 и Рк — давления в испарителе и конденсаторе соответственно; АР = ОД бар —сопротивления клапанов компрессора.
• [4] Коэффициент невидимых потерь:
• [5] Коэффициент подачи компрессора:
• [6] Теплообменное оборудование для промышленных установок и систем теплоснабжения: Промышленный каталог 04—04. М. : НПО ЦКТИ, 2004.