Тепловой расчет и подбор одноступенчатого компрессора и конденсатора

Вариант 16
Тепловой расчет и подбор одноступенчатого компрессора и конденсатора
Исходные данные для расчета:
- холодопроизводительность, 𝑄0 = 250 кВт;
- температура кипения, 𝑡0 = −25 ℃;
- температура конденсации, 𝑡𝑘 = 30 ℃;
- перегрев пара на всасывании в компрессор, ∆𝑡вс = 5 ℃;
- температура жидкого хладагента перед регулирующим вентилем, 𝑡𝑛 = 25 ℃;
- хладагент, R-717.
Параметры узловых точек:
Параметр
кДж
м3
t, ℃
P, МПа
1
-25
0,16
1400
-
1′
10
0,16
1500
0,20
2
130
10
1810
-
3
25
1,2
310
-
4
-25
0,16
310
-
№
l,
кг
V, кг
Тепловой расчет:
1. Подбор компрессора
Значения давлений
 11
P0  0.1443 10
 ( t0  140)
9
Pk  0.24662 10
5.3482
 ( tk  120)
4.446
3 кДж/кг
q0  i1  i4  1.2  10
Gm 
250
q0
 1.167
МПа
МПа
- удельная массовая производительность
кг/с - массовый расход пара
 0.208
V  Gm V1  0.021
 0.151
м3/c
- действительный объем пара, всасываемого компрессором
1


n
 Pk  Pn 
P0  Pbc
P0  Pbc 
i 
 C 


  0.941
P0
P0
 P0 
- коэффициент, учитывающий
потери, видимые на
индикаторной диаграмме
∆Рвс = 0,005 МПа – депрессия во всасывающих клапанах
∆Рн = 0,01 МПа – депрессия в нагнетательных клапанах
n = 1 – показатель политропы расширения пара из вредного пространства
С = 0,003 – относительная величина вредного пространства
ñêð 
273  t0
273  tk
 0.818
  i  ñêð  0.77
Vh 
V

 0.027
- коэффициент, учитывающий скрытые потери
- коэффициент, подачи компрессора
- объем, описываемый поршнями компрессора
По найденной величине Vh производим подбор компрессора:
- Марка компрессора – ПБ40
- Число цилиндров –4
- Частота вращения – 24С−1
- Диаметр цилиндра –76 мм
- Объем, описываемый поршнем - 0,0289м3 /с
2. Подбор электродвигателя компрессора
l  i2  i11  310 кДж/кг
- теоретическая работа компрессора
Na  Gm l  64.583 кВт
- адиабатная мощность компрессора
i  ñêð  b  t0  0.756
- индикаторный КПД компрессора
b= 0,0025 – эмпирический коэффициент
Ni 
Na
 85.43 кВт
- индикаторная мощность компрессора
i
Nòð  Vh  Pòð  1.352 кВт
- мощность, расходуемая на трение
Ртр = 50 кПа – условное давление трения
𝑁𝑒 = 𝑁𝑖 + 𝑁тр = 86,782 кВт - эффективная мощность компрессора
𝑁э. дв. =
𝑁𝑒
= 108 кВт
ƞЭ.ДВ + ƞП
- мощность электродвигателя компрессора
ƞЭ.ДВ = 0,8 – КПД электродвигателя
ƞП = 1 – КПД передачи
По величине 𝑁э. дв. подбираем электродвигатель компрессора:
- Электродвигатель – А3-31551-4
- Мощность – 132 кВт
-Частота вращения - 25С−1
3. Подбор конденсатора
T 
q 
q0
l
250
- теоретический холодильный коэффициент
 3.871
 2.881
Ne
Qk  250  Ni  335.43 кВт
- действительный холодильный коэффициент
- тепловая нагрузка на конденсатор
tw1  tk  8  22 0С
- температура воды на входе в конденсатор
tw2  tw1  2  24℃
tw 
tw1  tw2
2
- температура воды на выходе из конденсатора
- средняя температура охлаждающей воды
 23
w  0.221 ( tw  50)
0.234
 0.603 Вт/мК
- коэффициент теплопроводности
d = 20 x 3 мм – диаметр медной трубы с накатными ребрами из заготовок
𝜔𝑤 ≤ 1,5 м/с – для медных труб
Pr  5334 ( tw  40)
 1.631
 6.199
- критерий Прандтля
𝜀е = 1 – поправочный коэффициент
𝑅𝑒 =
𝜔𝑤 ∙ 𝑑вн
= 4,03 х 104
𝑣𝑤
- критерий Рейнольдса
𝜀пер = 1 – поправочный коэффициент для условий переходного режима течения
𝑁𝑢𝑤 = 0,021 ∙ 𝑅𝑒 0,8 ∙ 𝑃𝑟𝑤0,43 ∙ 𝜀𝑒 ∙ 𝜀пер = 222,411 – критерий Нуссельта, для переходного и
турбулентного режимов течения
𝑎𝑤 =
𝑁𝑢𝑤 ∙𝜆𝑤
𝑑вн
= 5366– коэффициент теплоотдачи от стенки трубы конденсатора к воде
𝑡ст – температура стенки трубы
𝑛 = 9,26 ∙ 𝑄𝑘0,122 ≈ 18–число рядов труб конденсатора по вертикали
𝛹р ≈ 1,5 – коэффициент, учитывающий оребрение труб конденсатора
𝛿
∑ 𝑖 ≈ 0,00047
𝜆
м2 ∙К
Вт
учетом отложений
– суммарное термическое сопротивление стенок труб конденсатора с
𝑞𝐹𝑤 =
1
1
𝛿
+∑ 𝑖
𝑎𝑤
𝜆
∙ (𝑡ст − 𝑡к ),
Вт
м2
– удельный тепловой поток от стенки трубы к
охлаждающей воде
𝑞𝐹𝑎 = (6154 − 21,2 ∙ 𝑡к ) ∙ 𝑛
−1
6
3
4
3
4
−1
4
∙ (𝑡к − 𝑡ст ) ∙ 𝑑н ∙ 𝑑вн ,
Вт
м2
- удельный тепловой поток
от конденсирующегося хладагента к стенке трубы, отнесенный к внутренней поверхности
𝑡ст , ℃
410
3
310
3
210
3
110
3
𝑞𝐹𝑤 ,
Вт
м2
𝑞𝐹𝑎 ,
Вт
м2
20
0
3160
21
1568
2920
22
3135
2673
23
4703
2418
24
6270
2154
25
7838
1879
26
9405
1589
qfa
qfw
20
22
24
tñòtñò
26
𝐹=
𝑄к
𝑄к
=
= 186м2
К ∙ 𝜃 𝑞𝐹
площадь теплопередающей поверхности
По величине Fподбираем конденсатор:
- Марка конденсатора – КТГ-200
- Действительная наружная поверхность –190м2
- Длина труб – 5 м
- Число труб – 614
- Число ходом – 8
3. Подбор насоса охлаждающей воды:
кДж
𝐶𝑤 = 4,187 кг∙К - удельная теплоемкость воды
𝜌𝑤 = 998
𝑉𝑤 =
кг
м3
– плотность воды
𝑄к
𝐶𝑤 ∙𝜌𝑤 ∙(𝑡𝑤2−𝑡𝑤1 )
м3
=0,0388 с – расход охлаждающей воды на конденсаторе
По величине 𝑉𝑤 подбираем насос охлаждающей воды:
- Марка центробежного насоса – 5НДВ
- Напор – 0,28 Мпа
м3
- Производительность – 0,041 с
Электродвигатель
- Мощность – 20 кВт
- Частота вращения –24,15С−1
БАЛТИЙСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ
РЫБОПРОМЫСЛОВОГО ФЛОТА
Расчетно-графичская работа по дисциплине:
Судовые холодильные установки и
системы кондиционирования воздуха
Вариант____
Выполнил: _____________
Группа: М-31
Проверил:
Калининград 2015