СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ ...................................................................................................................................4 1 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СХЕМЫ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ...................5 2 РАСЧЕТ ЦИКЛА ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ........................................................6 2.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ В ХАРАКТЕРНЫХ ТОЧКАХ ЦИКЛА ...................6 2.2 ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ .................................................7 3 ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦИКЛА.............................................................................................10 3.1 ХАРАКТЕРНЫЕ ПРОЦЕССЫ ЦИКЛА .........................................................................10 3.2 ХАРАКТЕРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ....................................................................................10 4 ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ, ВЫБОР ТИПА И КОЛИЧЕСТВА КОПРЕССОРОВ ..........................................................................................12 5 ВЫБОР И РАСЧЁТ КОЖУХОТРУБНОГО ФРЕОНОВОГО КОНДЕНСАТОРА ...14 5.1 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР КОНДЕНСАТОРА .....................................................14 5.2 ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ КОНДЕНСАТОРА КТР – 85 ...............................................16 5.2.1 Теплообмен со стороны фреона ................................................................................16 5.2.2 Теплообмен со стороны воды....................................................................................17 5.2.3 Определение действительной поверхности теплообмена ......................................18 5.3 ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ КОНДЕНСАТОРА КТР – 110 .............................................20 5.3.1 Теплообмен со стороны фреона ................................................................................20 5.3.2 Теплообмен со стороны воды....................................................................................20 5.3.3 Определение действительной поверхности теплообмена ......................................21 6 РАСЧЁТ КОЖУХОТРУБНОГО ФРЕОНОВОГО ИСПАРИТЕЛЯ .............................23 7 ВЫБОР И РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ ............................28 7.1 ВЫБОР ГРАДИРНИ..........................................................................................................28 7.2 ВЫБОР НАСОСА ..............................................................................................................29 7.3 ВЫБОР ОТДЕЛИТЕЛЯ ЖИДКОСТИ ............................................................................31 7.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ ИЗОЛЯЦИИ С ЦЕЛЬЮ ПРЕДОТВРАЩЕНИЯ КОНДЕНСАЦИИ ВЛАГИ ИЗ ВОЗДУХА ............................................................................32 ЗАКЛЮЧЕНИЕ .........................................................................................................................34 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ .......................................................................................................35 КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 ВВЕДЕНИЕ Холодильные машины являются машинами, в которых реализуются обратные термодинамические циклы, в результате чего осуществляется перенос теплоты от менее нагретых сред к более нагретым. Особое место среди холодильных машин принадлежит компрессорным машинам, парк которых постоянно модернизируется и обновляется. Успехи создания холодильной техники связываются не только с применением новых хладагентов, но и с более рациональным использованием широко распространённых типов компрессорных холодильных установок на основе освоения новых материалов, а также методов их сварки, штамповки, прокатки и др. способов при изготовлении холодильного оборудования. Эффективность работы создаваемой холодильной машины зависит от целого ряда факторов, большинство из которых закладываются на стадии их расчёта в процессе проектирования. К числу таких факторов относится, прежде всего, правильный выбор как самого хладагента, так и схемных решений его движения в холодильной установке от которых будет зависеть изменение его параметров (давления, температуры, энтальпии) в конкретных точках схемы и в конечном счёте величина холодильного коэффициента. Надёжная и экономичная работа создаваемой холодильной установки зависит от обеспечения необходимого запаса производительности её основного и вспомогательного оборудования. При этом расчёт и выбор основного оборудования холодильных установок (конденсаторов и испарителей) не однозначен и связан с оптимизационными расчётами, которые наиболее удачно разрешаются графическим путём. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 4 1 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СХЕМЫ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ В зависимости от вида физического процесса получения холода холодильные машины разделяют на несколько типов. Наиболее широко распространены парокомпрессионные холодильные машины с поршневыми компрессорами, работающие при более высоких, чем у машин других типов отношения давлений, конденсации и кипения. В курсовом проекте выбирается и рассчитывается одноступенчатая паровая компрессионная холодильная установка с рассольной (закрытой) системой снабжения потребителя холодом. Данная система выбрана из-за широкого применения её в системах кондиционирования воздуха и использования холода в различных технологических процессах машиностроительных производств, и выпуска агрегатированных холодильных установок. Кд – конденсатор; КМ – компрессор; ТРВ – терморегулирующий вентиль; И – испаритель; Гр – градирня; Н – насос. Рисунок 1.1 – Принципиальная схема хладновой холодильной установки Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 5 2 РАСЧЕТ ЦИКЛА ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ 2.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ В ХАРАКТЕРНЫХ ТОЧКАХ ЦИКЛА Для построения процесса в диаграмме lg 𝑝 − ℎ обычно определяют конкретные параметры, а именно: температуру кипения хладагента – 𝑡0 , °С; температуру конденсации – 𝑡к , °С; температуру всасывания – 𝑡вс , °С; температуру переохлаждения – 𝑡п , °С. Температура кипения хладагента в испарителе при закрытой рассольной схеме охлаждения ср 𝑡0 = 𝑡р − ∆𝑡, (2.1) где ∆𝑡 – разность температур, принимается равной ∆𝑡 = 4 … 6 °С. ∆𝑡 = 4,5 °С; ср 𝑡р – средняя температура рассола; Охлаждение рассола в испарителе ∆𝑡р = 𝑡р′ −𝑡р′′ = 2 … 3 °С. ∆𝑡р = 3 °С. Температура рассола на входе в испаритель: 𝑡р′ = 𝑡р′′ + ∆𝑡р , (2.2) 𝑡р′ = −7 + 3 = −4 °С, ср 𝑡р = ср 𝑡р = 𝑡р′′ + 𝑡р′ , 2 (2.3) −7 + (−4) = −5,5 °С, 2 𝑡0 = −5,5 − 4,5 = −10 °С. Температуры конденсации хладагента Температура конденсации паров хладагента зависит от температуры и количества воды, подаваемой в конденсатор. ср 𝑡к = 𝑡в − ∆𝑡, (2.4) где ∆𝑡 – разность температур, принимается равной ∆𝑡 = 4 … 6 °С. ∆𝑡 = 4 °С; ср 𝑡в – средняя температура охлаждающей воды; Разность температур между выходящей и входящей водой конденсатора рекомендуется принимать 2 … 4 °С при оборотной системе водоснабжения, ∆𝑡в = 4 °С. Температура воды на входе в конденсатор принимаем на 2 − 3 °С выше, чем расчётная с температура наружного воздуха. Для города Минск 𝑡расч = 21,6 °С . ′ Температура воды на входе в конденсатор 𝑡в = 21,6 + 3 ≈ 25 °С. Температура воды на выходе из конденсатора 𝑡в′′ = 𝑡в′ + ∆𝑡в , (2.5) 𝑡в′′ = 25 + 4 = 29 °С, ср 𝑡в 𝑡в′′ + 𝑡в′ = , 2 (2.6) Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 6 ср 𝑡в = 29 + 25 = 27 °С, 2 𝑡к = 27 + 4 = 31 °С. Температура всасывания Перегрев пара, всасываемого в компрессор ∆𝑡вс , т.е. разность температур всасывания и кипения, является независимым самоустанавливающимся параметром. 𝑡вс = 𝑡0 + ∆𝑡вс , (2.7) где ∆𝑡вс = 10 … 45 °С для хладоновых компрессоров. ∆𝑡вс = 20 °С. 𝑡вс = −10 + 20 = 10 °С. Температура переохлаждения Температуру переохлаждения найдём непосредственно в ходе построения цикла в диаграмме lg 𝑝 − ℎ. Руководствуемся тем фактом, что в теплообменном аппарате потоки хладагента обмениваются равным количеством теплоты т.е. ∆ℎвс = ∆ℎп . 2.2 ПОСТРОЕНИЕ ЦИКЛА ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ ру. 1. По температуре кипения 𝑡0 определяем давление насыщения 𝑃0 и проводим изоба- 2. По температуре конденсации 𝑡к определяем давление конденсации 𝑃к и проводим изобару. 3. Точка 1’ расположена на пересечении изобары кипения 𝑃0 с кривой сухого насыщенного пара (x = 1); 2’ – на пересечении изобары конденсации 𝑃к с кривой сухого насыщенного пара (x = 1); 3’ - на пересечении изобары конденсации 𝑃к с кривой кипящей жидкости (x = 0). 4. Точка 1 находится на пересечении изобары кипения 𝑃0 и изотермы 𝑡вс . 5. Точка 2 находится на пересечении изобары конденсации 𝑃к и адиабаты 𝑆1 = 𝑆2. 6. Точку 3 находим путём определения нагрузки в регенеративном теплообменном аппарате: 𝑞рег = ℎ1 − ℎ1′ = ℎ3′ − ℎ3 (2.8) 7. Точка 4 находится на пересечении линии ℎ3 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 и изобары 𝑃0 . 8. По диаграмме lg 𝑝 − ℎ определяем параметры хладагента в каждой характерной точке цикла и заносим их в таблицу 2.1. Цикл холодильной установки в диаграмме lg 𝑝 − ℎ представлен на рисунке 2.1. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 7 Таблица 2.1- Параметры хладагента в характерных точках цикла Удельный Номер Давление Температура, Энтальпия, объем, Состояние точки Р, МПа ˚С кДж/кг 3 м /кг 1 0,22 10 360 0,084 ПП, на входе в компрессор СНП, на выходе из испари0,22 -10 347 0,077 1′ теля ПП, на выходе из компрес2 0,77 57 383 0,026 сора СНП, снятие перегрева в 0,77 31 364 0,023 2′ конденсаторе Жидкость, переохлаждение 3 0,77 18 216 перед дросселем Жидкость в состоянии 0,77 31 229 3′ насыщения 4 0,22 -10 216 0,013 ВНП, после дросселя Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 8 Рисунок 2.1 – Цикл холодильной машины Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 9 3 ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦИКЛА 3.1 ХАРАКТЕРНЫЕ ПРОЦЕССЫ ЦИКЛА Действительный цикл холодильной установки состоит из отдельных, следующих друг за другом процессов: 1′ − 1 − перегрев пара на всасывании в компрессор при 𝑃0 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 ; 1 − 2 − адиабатическое сжатие в компрессоре от 𝑃0 до 𝑃к при 𝑆 = с𝑜𝑛𝑠𝑡; 2 − 2′ − снятие перегрева пара в конденсаторе при 𝑃к = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡; 2′ − 3 − конденсация пара в конденсаторе при 𝑃к = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 и 𝑡к = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡; 3′ − 3 − переохлаждение жидкости при 𝑃к = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡; 3 − 4 − дросселирование в терморегулируемом вентиле от 𝑃к до 𝑃0 при ℎ = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡; 4 − 1′ − кипение жидкости в испарителе при 𝑃0 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 и 𝑡0 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 3.2 ХАРАКТЕРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ Зная параметры узловых точек, можем определить следующие показатели: – удельная холодопроизводительность хладагента, кДж/кг: 𝑞0 = ℎ1′ − ℎ4 (3.1) 𝑞0 = 347 − 216 = 131 кДж/кг – удельная работа сжатия в компрессоре, кДж/кг: 𝑙 = ℎ2 − ℎ1 (3.2) 𝑙 = 383 − 360 = 23 кДж/кг – удельная тепловая нагрузка на конденсатор, кДж/кг: 𝑞к = ℎ2 − ℎ3′ (3.3) 𝑞к = 383 − 229 = 154 кДж/кг – холодильный коэффициент цикла – это КПД цикла, который отражается в виде отношения поглощённой от охлаждаемого объекта теплоты к энергии, израсходованной при этом компрессором: 𝜀= 𝜀= 𝑞0 , 𝑙 (3.4) 131 = 5,7. 23 – масса циркулирующего хладагента: 𝐺0 = 𝑄0 , 𝑞0 (3.5) Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 10 где 𝑄0 = 150 кВт – холодопроизводительность холодильной установки, кВт: 𝐺0 = 150 = 1,145 кг⁄с. 131 – действительный объем пара, засасываемый компрессором, м3/с: 𝑉0 = 𝐺0 ∙ 𝑣1 (3.6) где 𝑣1 − удельный объем всасываемого пара (т.1), м3/кг: 𝑉0 = 1,145 ∙ 0,084 = 0,0962 м3 /кг – объёмная холодопроизводительность, кДж⁄м3 : 𝑞𝑣 = 𝑞𝑣 = 𝑞0 , 𝑣1 (3.7) 131 = 1578 кДж⁄м3 0,083 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 11 4 ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ, ВЫБОР ТИПА И КОЛИЧЕСТВА КОПРЕССОРОВ Холодопроизводительность холодильной установки характеризуется количеством теплоты, отводимой от охлаждаемого объекта. Эта теплота расходуется на превращение в пар определённого количества хладагента в испарителе. Холодопроизводительность компрессора – условное понятие. Под ней понимают объем пара, отсасываемого из испарительной системы группой компрессоров. Различают теоретическую ли стандартную холодопроизводительность компрессора. Для оценок работы действительного поршневого компрессора его сравнивают с теоретическим, который имеет такую же величину объёма, описанного поршнями. В теоретическом компрессоре не учитываются потери. В технической документации на холодильные компрессоры указывается стандартная холодопроизводительность. Это действительная холодопроизводительность компрессора при стандартных условиях его работы. В качестве стандартного режима по отраслевому стандарту (ОСТ 2603-943-77) принимаются представленные в таблице 4.1 температуры кипения, всасывания, конденсации и переохлаждения, ˚С. Таблица 4.1 – Характерные температуры цикла при стандартном режиме Характерная тем𝑡0 𝑡вс 𝑡к пература Значение. -15 20 30 𝑡п 25 Стандартный режим введён для возможности испытания и сравнения характеристик различных компрессоров в сопоставимых условиях. Для определения объёмной холодопроизводительности и коэффициента подачи компрессора при стандартных условиях необходимо построить цикл в диаграмме lg 𝑝 − ℎ, используя данные из таблицы 4.1. Рисунок 4.1 – Цикл холодильной машины при стандартных условиях Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 12 Стандартная холодопроизводительность может быть определена по формуле: 𝑄0ст = 𝑄0 ∙ 𝑞𝑣ст ∙ 𝜆ст , 𝑞𝑣 ∙ 𝜆 (4.1) где 𝜆 – коэффициент подачи компрессора. Коэффициент подачи компрессора определяем по степени сжатия хладагента в компрессоре [1, рисунок 4.11]: – расчётные условия 𝑃к 7,7 = = 3,5 𝑃0 2,2 По 𝑃к ⁄𝑃0 = 3,5 для фреона R-12 𝜆 = 0,073 – стандартные условия 𝑃кст 7,5 = =4 𝑃0ст 1,86 По 𝑃кст ⁄𝑃0ст = 4 для фреона R-12 𝜆ст = 0,07 Eдельная холодопроизводительность хладагента при стандартных условиях, кДж/кг: 𝑞0ст = ℎ1ст′ − ℎ4ст = 345 − 224 = 121 кДж/кг где ℎ1ст′ = 345 кДж⁄кг ℎ4ст = 224 кДж⁄кг Объёмная холодопроизводительность при стандартных условиях, кДж⁄м3 : 𝑞𝑣ст = 𝑞0ст 121 = = 1100 кДж⁄м3 𝑣1ст 0,11 𝑄0ст = 150 ∙ 1100 ∙ 0,07 = 100,3 кВт. 1578 ∙ 0,073 По полученной выше холодопроизводительности для фреона R-12 выбираем компрессор П-110. Технические характеристики компрессора представлены в таблице 4.2. Таблица 4.2 – Характеристики компрессора П-110 ТеоретичеДиаметр Ход Частота ская объёмХолодопроизводицилинпоршвращения, ная подача, тельность, кВт дра, мм ня, мм 1/с м3/с 116 82 0,0835 24 99 Потребляемая мощность, кВт 26,6 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 13 5 ВЫБОР И РАСЧЁТ КОЖУХОТРУБНОГО ФРЕОНОВОГО КОНДЕНСАТОРА Площадь поверхности конденсатора определяется не по расчётной, а по установленной холодильной мощности компрессора. 5.1 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР КОНДЕНСАТОРА Тепловой расчёт конденсатора заключается в определении поверхности теплообмена и выборе по ней теплового аппарата. Поверхность теплообмена может быть определена и уравнения теплопередачи: ср 𝑄к = 𝑘 ∙ 𝐹 ∙ ∆𝑡лог , (5.1) где 𝑘 − коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ∙ °С); 𝐹 − поверхность аппарата, м2 ; ср ∆𝑡лог − среднелогарифмический температурный напор. Поверхность теплообменного аппарата можно определить по формуле, м2 : 𝐹= 𝑄к ср , 𝑘 ∙ ∆𝑡лог (5.2) Определяем тепловую нагрузку конденсатора, кВт: комп 𝑄к = 𝑄0комп + 𝑄дв , (5.3) где 𝑄0комп − холодопроизводительность выбранного компрессора, кВт; комп 𝑄дв − потребляемая мощность двигателем компрессора, кВт. 𝑄к = 99 + 26,6 = 125,6 кВт Расход воды на конденсатор, кг/с: 𝐺в = 𝑄к , 𝑐𝑝 ∙ ∆𝑡в (5.4) где 𝑐𝑝 − изобарная теплоёмкость воды, кДж⁄(кг ∙ °С). 𝑐𝑝 = 4,186 кДж⁄(кг ∙ °С); ∆𝑡в − разность температур воды выхода и входа в конденсатор, °С. ∆𝑡в = 4 °С. 𝐺в = 125,6 = 7,5 кг/с 4,186 ∙ 4 Среднелогарифмический температурный напор, °С: ср ∆𝑡лог = ∆𝑡б − ∆𝑡м , ∆𝑡 𝑙𝑛 ∆𝑡 б м (5.5) где ∆𝑡б , ∆𝑡м берём в соответствии с рисунком 5.1. ∆𝑡б = 6 °С, ∆𝑡м = 2 °С. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 14 Рисунок 5.1 – Температурный график конденсатора ср ∆𝑡лог = 6−2 = 3,64 °С 6 𝑙𝑛 2 Принимаем коэффициент теплопередачи для фреона R-12 по [1, таблица 4.14]: 𝑘 = 1,8 кВт/(м2 ∙ °С) Внутренняя поверхность теплообмена конденсатора: 𝐹вн = 125,6 = 19,17 м2 1,8 ∙ 3,64 Наружная поверхность теплообмена конденсатора, м2 : 𝐹н = 𝛽 ∙ 𝐹вн , (5.6) где 𝛽 − коэффициент оребрения. Для фреоновых конденсаторов 𝛽 = 3,64. 𝐹н = 3,64 ∙ 19,17 = 69,8 м2 По наружной поверхности теплообмена из [1, таблица4.11] выбираем конденсатор КТР – 85. Технические характеристики данного конденсатора представлены в таблице 5.1. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 15 5.2 ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ КОНДЕНСАТОРА КТР – 85 Таблица 5.1 – Характеристики конденсатора КТР – 85 Площадь дейДиаметр ствительной Максимальная проМарка обечайки, наружной поизводительность мм верхности, м2 КТР-85 92,5 322 500 Число труб, шт Длина труб, м Число ходов 210 3,0 4; 2 Коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ∙ °С): 𝑘𝐹вн = 1 , 𝐹вн 1 𝐹 1 ∙ + 𝑅ст ∙ вн + 𝐹н 𝛼конд ∙ Ен 𝐹н 𝛼в ∙ Евн (5.7) где 𝛼конд − коэффициент теплообмена при конденсации пара на пучке труб, Вт/(м2 °С ); 𝛼в − коэффициент теплообмена от воды к стенке трубы, Вт/(м2 °С ); Ен − эффективность наружной поверхности. Для гладких стальных труб и для медных труб с накатными рёбрами малой высоты Ен = 1; Евн − эффективность внутренней поверхности, Евн = Ен = 1. В связи с тем, что процесс теплопередачи при конденсации хладагента включает процесс фазового перехода, то целесообразно определить величину удельного теплового потока 𝑞, Вт⁄м2 , графическим путём. С этой целью записываем выражение удельных тепловых потоков конденсации и вынужденного движения воды в трубах. 𝑞к = 𝛼к ∙ ∆𝑡, (5.8) 𝑞в = 𝛼в′ ∙ ∆𝑡, (5.9) 5.2.1 Теплообмен со стороны фреона Коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на пучке труб, Вт/(м2 °С ): −0,167 1 𝛼𝑁 = 𝛼конд ∙ 𝑛ср , (5.10) где 𝑛ср − среднее число труб по вертикали: 0,5 𝑛ср = 0,92 ∙ 𝑛общ ∙ (𝑆г ⁄𝑆в ), (5.11) где 𝑛общ − общее число труб в выбранном аппарате; 𝑆г , 𝑆в − шаги между труб по горизонтали и вертикали. 𝑛ср = 0,92 ∙ 2100,5 ∙ (22,5⁄26) = 11,54 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 16 1 𝛼конд − коэффициент теплоотдачи на одиночной трубе: 4 𝑔 ∙ 𝑟 ∙ 𝜌 ∙ 𝜆3 1 𝛼конд = 0,728 ∙ √ , 𝜈 ∙ ∆𝑡 ∙ 𝑑н (5.12) где 𝑟, 𝜌, 𝜈, 𝜆 − физические свойства жидкого хладагента, взятые при температуре конденсации; 𝑔 − ускорение свободного падения. 𝑔 = 9,81 м⁄с2 ; 𝑑н − наружный диаметр трубы, м. 𝑔 ∙ 𝑟 ∙ 𝜌 ∙ 𝜆3 √ = В, 𝜈 4 (5.13) Коэффициент В принимаем из [1, таблица 4.12] для фреона R-12, В = 1189. Коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на пучке оребрённых труб: −0,167 𝛼к = 𝛼𝑁 ∙ 𝜓р ∙ 𝜓𝜎 = 0,728 ∙ В ∙ 𝑛ср ∙ (∆𝑡 ∙ 𝑑н )−0,25 ∙ 𝜓р ∙ 𝜓𝜎 , (5.14) Произведение коэффициентов 𝜓р ∙ 𝜓𝜎 , учитывающее влияние оребрённой поверхности на конденсацию, можно принять равным 1,6. Таким образом получаем, 𝑞к = А ∙ ∆𝑡 0,75 , (5.15) −0,167 где А = 0,728 ∙ В ∙ 𝑛ср ∙ 𝑑н−0,25 ∙ 𝜓р ∙ 𝜓𝜎 А = 0,728 ∙ 1189 ∙ 11,54−0,167 ∙ 0,02−0,25 ∙ 1,6 ∙ 10−3 = 2,448 𝑞к = 2,448 ∙ ∆𝑡 0,75 кВт⁄м2 , (5.16) 5.2.2 Теплообмен со стороны воды Коэффициент теплообмена со стороны воды, движущейся внутри трубок, Вт/(м2 ∙ °С), определяется по инженерной формуле: 𝜗в0,8 𝛼в = 𝐵 ∙ ( 0,2 ), 𝑑вн ′ (5.17) ср где 𝐵 ′ = 1430 + 22 ∙ 𝑡в = 1430 + 22 ∙ 27 = 2024; 𝜗в − скорость воды в трубках конденсатора, м/с; 𝑑вн − внутренний диаметр трубок, м. 𝑑вн = 0,0132 м. Скорость течения воды в трубах находим из уравнения неразрывности: 𝐺в = 𝜗в ∙ 𝜌в ∙ 𝑆п , (5.18) Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 17 𝜗в = 𝐺в , 𝜌в ∙ 𝑆п (5.19) где 𝐺в − массовый расход воды через конденсатор, кг/с; ср 𝜌в − плотность воды при температуре 𝑡в = 27 °С, 𝜌в = 996,5 кг⁄м3 ; 𝑆п − площадь сечения потока, м2 . 2 𝜋 ∙ 𝑑вн ∙ 𝑛общ 𝑆п = , 4∙𝑧 (5.20) где 𝑧 − число ходов выбранного конденсатора, 𝑧 = 4. 𝑆п = 3,14 ∙ 0,01322 ∙ 210 = 0,007181 м2 4∙4 𝜗в = 7,5 = 1,048 м/с 996,5 ∙ 0,007181 1,0480,8 𝛼в = 2024 ∙ ( ) = 4994 Вт/(м2 ∙ °С) = 4,994 кВт/(м2 ∙ °С) 0,01320,2 Коэффициент теплоотдачи с учётом термического сопротивления загрязнения труб, кВт/(м2 ∙ °С): 𝛼в′ = 1 1 𝛼в + 𝑅ст , (5.21) где 𝑅ст − интегральное термическое сопротивление стенки, (м2 ∙ °С)/кВт. По [1, таблица 4.13] принимаем 𝑅ст = 0,15 (м2 ∙ °С)/кВт . 𝛼в′ = 1 1 4,994 + 0,15 = 2,855 кВт/(м2 ∙ °С). 𝑞в = 2,855 ∙ ∆𝑡 кВт⁄м2 , (5.22) 5.2.3 Определение действительной поверхности теплообмена По уравнениям (5.16) и (5.22) строим графики зависимости удельного теплового потока от температурного напора. Для случая теплообмена со стороны воды строим график из ср двух центров: первый с координатами (0;0) и второй − (0; ∆𝑡лог ). Для этого запишем значения тепловых потоков для разных тепловых напоров в таблицу 5.2: Таблица 5.2 – Зависимость тепловых потоков от температурного напора ср 0 1 1,5 2 2,5 3 ∆𝑡лог , °С 2 0 2,448 3,318 4,117 4,867 5,58 𝑞к , кВт/м 𝑞в , кВт/м2 10,392 − − − − − 3,64 6,451 0 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 18 Рисунок 5.2 – Графики удельных тепловых потоков Из графика определяем искомый тепловой поток. 𝑞иск = 4,314 кВт/м2 По значению 𝑞иск находим внутреннюю и наружную поверхность аппарата из выражений: 𝐹вн = 𝑄к , 𝑞иск (5.23) 𝐹н = 𝛽 ∙ 𝐹вн , 𝐹вн = (5.24) 125,6 = 29,11 м2 4,314 𝐹н = 3,64 ∙ 29,11 = 105,96 м2 Погрешность определённой площади наружной поверхности относительно действительной: 𝛿𝐹 = 𝛿𝐹 = |𝐹д − 𝐹н | ∙ 100 %, 𝐹д (5.25) |92,5 − 105,96| ∙ 100 % = 14,55 % 92,5 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 19 Так как погрешность расчёта оказалась больше 10 %, выбираем другой конденсатор с площадью теплообмена наиболее близкой к 𝐹н = 105,96 м2 . По наружной поверхности теплообмена из [1, таблица4.11] выбираем конденсатор КТР – 110. 5.3 ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ КОНДЕНСАТОРА КТР – 110 Таблица 5.3 – Характеристики конденсатора КТР – 110 Площадь действиМаксимальная Диаметр Марка тельной наружной производитель- обечайки, поверхности, м2 ность мм КТР-110 107 373 600 Число труб, шт 293 Длина труб, м 2,5 Число ходов 4 Так как большинство параметров было определено ранее, производим перерасчёт только тех величин, которые зависят от геометрии конденсатора. 5.3.1 Теплообмен со стороны фреона Среднее число труб по вертикали по формуле 5.11: 𝑛ср = 0,92 ∙ 2930,5 ∙ (22,5⁄26) = 13,63 А = 0,728 ∙ 1189 ∙ 13,63−0,167 ∙ 0,02−0,25 ∙ 1,6 ∙ 10−3 = 2,38 𝑞к = 2,38 ∙ ∆𝑡 0,75 кВт⁄м2 , (5.26) 5.3.2 Теплообмен со стороны воды Площадь сечения потока по формуле 5.20, м2 . 𝑆п = 3,14 ∙ 0,01322 ∙ 293 = 0,01 м2 4∙4 Скорость течения воды в трубах по формуле 5.19, м/с: 𝜗в = 7,5 = 0,751 м/с 996,5 ∙ 0,01 Коэффициент теплообмена со стороны воды, движущейся внутри трубок по формуле 5.17, Вт/(м2 ∙ °С): 0,7510,8 𝛼в = 2024 ∙ ( ) = 3826 Вт/(м2 ∙ °С) = 3,826 кВт/(м2 ∙ °С) 0,01320,2 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 20 Коэффициент теплоотдачи с учётом термического сопротивления загрязнения труб по формуле 5.21, кВт/(м2 ∙ °С): 𝛼в′ = 1 = 2,431 1 + 0,15 3,826 𝑞в = 2,431 ∙ ∆𝑡 кВт⁄м2 , (5.27) 5.3.3 Определение действительной поверхности теплообмена По уравнениям (5.26) и (5.27) строим графики зависимости удельного теплового потока от температурного напора. Для случая теплообмена со стороны воды строим график из ср двух центров: первый с координатами (0;0) и второй − (0; ∆𝑡лог ). Для этого запишем значения тепловых потоков для разных тепловых напоров в таблицу 5.4: Таблица 5.4 – Зависимость тепловых потоков от температурного напора ср 0 1 1,5 2 2,5 3 ∆𝑡лог , °С 0 2,38 3,23 4,00 4,73 5,43 𝑞к , кВт/м2 2 𝑞в , кВт/м 8,848 − − − − − 3,64 6,27 0 Рисунок 5.3 – Графики удельных тепловых потоков Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 21 Из графика определяем искомый тепловой поток. 𝑞иск = 4 кВт/м2 По значению 𝑞иск находим внутреннюю и наружную поверхность аппарата из выражений 5.23 и 5.24: 𝐹вн = 125,6 = 31,4 м2 4 𝐹н = 3,64 ∙ 31,4 = 114,3 м2 Погрешность определённой площади наружной поверхности относительно действительной по формуле 5.25: 𝛿𝐹 = |107 − 114,3| ∙ 100 % = 6,82 % 107 Так как погрешность расчёта оказалась меньше 10 %, расчёт конденсатора завершаем. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 22 6 РАСЧЁТ КОЖУХОТРУБНОГО ФРЕОНОВОГО ИСПАРИТЕЛЯ Определяем расход рассола в системе холодоснабжения, проходящего через испаритель, кг/с: 𝐺р = 𝑄0 , 𝑐р ∙ ∆𝑡р (6.1) где ∆𝑡р − разница температур рассола на входе и на выходе из испарителя ∆𝑡р = 3 °С; 𝑐р − теплоёмкость рассола СaCl2, кДж⁄(кг ∙ °𝐶); Теплоёмкость рассола зависит не только от его химического состава, но и от его плотности (температуры замерзания) и его средней при эксплуатации температуры. Температура замерзания определяется температурой кипения хладагента в испарителе: 𝑡з = 𝑡0 − (8 … 10 °С), (6.2) 𝑡з = −10 − 10 = −20 °С Данная температура замерзания характерна для раствора СaCl2, содержание соли в котором составляет 21 %. Сведём необходимые для дальнейших расчётов теплофизические свойства данного раствора в таблицу 6.1. Таблица 6.1 – Характерные свойства рассола СaCl2 Плотность расПлотность КонценТемпераср рассола при сола при 𝑡р = трация тура замер𝑡 = 15 °𝐶, −5,5 °𝐶, соли, % зания, °С кг/м3 кг/м3 21 -20 1190 1199 𝐺р = Теплоёмкость при ср 𝑡р = −5,5 °𝐶, кДж⁄(кг ∙ °𝐶) 3,03 Коэффициент В′ по [1, таблица 4.20] 968 150 = 16,5 кг⁄с. 3,03 ∙ 3 Температурный напор определим по формуле 5.5. Для этого построим температурный график испарителя и найдём ∆𝑡б и ∆𝑡м . Температурный график испарителя представлен на рисунке 6.1. Из него видно, что ∆𝑡б = 6 °С и ∆𝑡м = 3 °С. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 23 Рисунок 6.1 – Температурный график испарителя ср ∆𝑡лог = 6−3 = 4,33 °С, 6 𝑙𝑛 3 Теплообмен со стороны фреона Тепловой поток, передающийся от стенки трубок фреону, находится по формуле: ор 𝑞кип = 𝛼исп ∙ ∆𝑡, (6.3) ор где 𝛼исп − коэффициент теплоотдачи на пучке оребрённых труб для фреона R-12 можно найти по формуле: ор 0,5 𝛼исп = 18,3 ∙ 𝑞исп ∙ (𝑃0 ∙ 10−5 )0,25 ∙ 𝛽 ∙ 𝜀п.р , (6.4) где 𝑃0 − давление в испарителе, Па. 𝑃0 = 2,2 ∙ 105 Па; 𝛽 − коэффициент оребрения, 𝛽 = 3,64; 𝜀п.р = 1. 0,5 𝑞кип = 18,3 ∙ 𝑞кип ∙ (𝑃0 ∙ 10−5 )0,25 ∙ 𝛽 ∙ ∆𝑡 Проведя математические преобразования получаем: 𝑞кип = (18,3 ∙ (𝑃0 ∙ 10−5 )0,25 ∙ 𝛽)2 ∙ ∆𝑡 2 ; 𝑞кип = (18,3 ∙ (2,2 ∙ 105 ∙ 10−5 )0,25 ∙ 3,64)2 ∙ ∆𝑡 2 ; 𝑞кип = (18,3 ∙ (2,2 ∙ 105 ∙ 10−5 )0,25 ∙ 3,64)2 ∙ ∆𝑡 2 = 6581,4 ∙ ∆𝑡 2 Вт⁄м2 𝑞кип = 6,581 ∙ ∆𝑡 2 кВт⁄м2 , (6.5) Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 24 Теплообмен со стороны рассола Тепловой поток, передающийся от рассола к стенке трубок, находится по формуле: 𝑞р = 𝛼р′ ∙ ∆𝑡, (6.6) где 𝛼р′ − реальный коэффициент теплоотдачи, который находится по формуле 5.21; Коэффициент теплоотдачи от рассола к стенке находим по формуле 5.17. Скорость рассола задаём в диапазоне 0,8…1,5 м/с. Принимаем 𝜗р = 0,8 м/с. Внутренний диаметр трубок испарителя 13,2 мм. Коэффициент 𝐵 ′ берём из таблицы 6.1. 0,80,8 𝛼р = 968 ∙ ( ) = 1924 Вт/(м2 ∙ °С) = 1,924 кВт/(м2 ∙ °С) 0,01320,2 𝛼р′ = 1 1 1,924 + 0,15 = 1,493 кВт/(м2 ∙ °С) 𝑞р = 1,493 ∙ ∆𝑡 кВт⁄м2 , (6.7) По уравнениям (6.5) и (6.7) строим графики зависимости удельного теплового потока от температурного напора. Для случая теплообмена со стороны рассола строим график из ср двух центров: первый с координатами (0;0) и второй − (0; ∆𝑡лог ). Для этого запишем значения тепловых потоков для разных тепловых напоров в таблицу 6.2: Таблица 6.2 – Зависимость тепловых потоков от температурного напора ср 0 1 1,5 2 2,5 3 ∆𝑡лог , °С 2 0 6,58 14,81 26,325 41,134 59,232 𝑞кип , кВт/м 𝑞р , кВт/м2 6,465 − − − − − 4,33 123,39 0 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 25 Рисунок 6.2 – Графики удельных тепловых потоков испарителя Из графика определяем искомый тепловой поток. 𝑞иск = 5,15 кВт/м2 По значению 𝑞иск находим внутреннюю и наружную поверхность испарителя из выражений 5.23 и 5.24: 𝐹вн = 150 = 29,13 м2 5,15 𝐹н = 3,64 ∙ 29,13 = 106 м2 По значению наружной площади поверхности определяем модель испарителя. По [1, таблица 4.19] выбираю испаритель ИТР-210. Его характеристики: Таблица 6.3 – Характеристики испарителя ИТР-210 Площадь переДиаметр коДлина кожуха, дающей поЧисло труб, шт жуха, мм мм верхности, м2 209/68 800 3730 484 Число ходов 4 Для выбранного аппарата рассчитаем скорость рассола: 𝜗р = 𝐺р , 𝜌р ∙ 𝑆п (6.8) Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 26 ср где 𝜌р − плотность рассола при температуре 𝑡р = −5,5 °𝐶, 𝜌р = 1199 кг⁄м3 ; 𝑆п − площадь сечения потока. Находим по формуле 5.20. 𝑆п = 3,14 ∙ 0,01322 ∙ 484 = 0,0166 м2 4∙4 𝜗р = 16,5 = 0,83 м⁄с. 1199 ∙ 0,0166 Проверим отклонение полученной скорости рассола от заданной: 𝛿𝜗 = 𝛿𝜗 = |𝜗р − 𝜗з | ∙ 100 %, 𝜗з (6.9) |0,83 − 0,8| ∙ 100 % = 3,75 % 0,8 Заданная скорость отклоняется от расчётной на 3,75 %. Так как погрешность менее 10%, это позволяет использовать данный теплообменник при дальнейших расчётах. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 27 7 ВЫБОР И РАСЧЕТ ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ 7.1 ВЫБОР ГРАДИРНИ При выборе и расчёте системы оборотного водоснабжения (рисунок 7.1) необходимо определить следующие параметры: – расчёт и выбор градирни; – расчёт сопротивления тракта прокачки оборотной воды; – выбор насоса. 2 t срасч. φ расч. 1 t''в Hн от компрессора H вс 3 1 – конденсатор; 2 – градирня; 3 – насос Рисунок 7.1 – Схема оборотного водоснабжения Градирню выбирают по тепловой нагрузке, кВт 𝑄гр = 1,03 ∙ 𝑄к , (7.1) где 𝑄к − нагрузка на конденсатор, кВт. 𝑄к = 125,6 кВт. 𝑄гр = 1,03 ∙ 125,6 = 129,4 кВт. Выбираем градирню по [1, Таблица 6.2] ГПВ 160 м, её техническая характеристика: Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 28 Таблица 7.1 – Технические характеристики градирни ГПВ-320 Тепловая производительность, кВт 186 Теплопередающая поверхность, м2 463 Расход охлаждающей воды, кг/с 8,88 Диаметр форсунок, мм 8 Количество форсунок, шт Удельная тепловая нагрузка, отнесённая к фронтальному сечению, кВт/м2 Высота разбрызгивателя, м 9 47,5 1,26 7.2 ВЫБОР НАСОСА Выбор насоса можно произвести из [1,таблицa 6.3] по напору H, м, и расходу Q, м3/ч В разомкнутой системе конденсатор – градирня – насос – конденсатор напор определяется по выражению: 𝐻 = 𝐻н + 𝐻вс + ∆𝑃вс ∆𝑃н + , 𝜌∙𝑔 𝜌∙𝑔 (7.2) где 𝐻н = 𝐻1 − 𝐻вс , принимаем 𝐻вс = 0,5 м; 𝐻1 − высота разбрызгивания в градирне, м. 𝐻1 = 1,26 м. 𝐻н = 1,26 − 0,5 = 0,76 м Поскольку трассировкой не располагаем, то принимаем ∆𝑃вс = 0. ∆𝑃н = ∆𝑃тр + ∆𝑃м.с + ∆𝑃ф , (7.3) где ∆𝑃ф − потери напора в местных сопротивлениях форсунок градирни; ∆𝑃м.с − потери напора в местных сопротивлениях конденсатора; ∆𝑃тр − потери напора на трение, рассчитывают применительно к конденсатору: ∆𝑃тр = 𝜆тр 𝜌 ∙ 𝜗 2 ∙ ∙ 𝐿, 𝑑вн 2 (7.4) где 𝐿 − длина трубы, м; ср 𝜌 − плотность воды при температуре 𝑡в = 27 °𝐶. 𝜌 = 996,5 кг⁄м3 ; 𝜗 − скорость воды в трубках конденсатора, м/с. 𝜗 = 0,751 м⁄с ; 𝜆тр − коэффициент трения, рассчитываемый по формуле: 𝜆тр 𝐾 64 0,25 = 0,11 ∙ ( + ) , 𝑑вн 𝑅𝑒 (7.5) где 𝐾 − коэффициент шероховатости, равный 0,2 мм; 𝑅𝑒 − критерий Рейнольдса находим по формуле: Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 29 𝑅𝑒 = 𝜗 ∙ 𝑑вн , 𝜈 (7.6) где 𝜈 − коэффициент кинематической вязкости 𝜈 = 8,54 ∙ 10−7 м2 ⁄с. 𝑅𝑒 = 𝜆тр 0,751 ∙ 0,0132 = 11608 8,54 ∙ 10−7 0,2 64 0,25 = 0,11 ∙ ( + ) = 0,0417 0,0132 11608 𝐿 = 𝑙 ∙ 𝑧, (7.7) где 𝑙 − длина труб конденсатора, м. 𝑙 = 2,5 м; 𝑧 − число ходов. 𝑧 = 4. 𝐿 = 2,5 ∙ 4 = 10 м Тогда по формуле (7.4) находим потери напора на трение: ∆𝑃тр = 0,0417 996,5 ∙ 0,7512 ∙ ∙ 10 = 8877,5 Па 0,0132 2 Потери давления в местных сопротивлениях конденсатора найдём по формуле: ∆𝑃м.с = 𝜉 ∙ 𝜌 ∙ 𝜗2 , 2 (7.8) где 𝜉 − местные сопротивления конденсатора, 𝜉 = 10. ∆𝑃м.с 996,5 ∙ 0,7512 = 10 ∙ = 2810 Па 2 Потери напора в местных сопротивлениях форсунок градирни находим графически по расходу воды на одну форсунку и диаметру форсунки [1, рисунок 6.3]. Расход воды на каждую форсунку найдём по формуле: 𝐺ф = 𝐺в , 𝑛ф (7.9) где 𝑛ф − количество форсунок, шт. 𝑛ф = 9. 𝐺ф = 7,5 = 0,83 кг⁄с 9 Тогда ∆𝑃ф = 60 кПа. Согласно формуле 7.3: ∆𝑃н = 8877,5 + 2810 + 60000 = 71687,5 Па Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 30 Находим напор по формуле 7.2: 𝐻 = 0,76 + 0,5 + 71687,5 = 8,6 м 996,5 ∙ 9,81 Объёмный расход воды через конденсатор, л/с: 𝑄в = 𝑄в = 𝐺в ∙ 103 , 𝜌 (7.10) 7,5 ∙ 103 = 7,53 л/с 996,5 По полученным напору 𝐻 = 8,6 м, и объёмному расходу 𝑄в = 7,53 л/с, выбираем центробежный насос К45/30. Характеристики насоса представлены в таблице 7.2. Таблица 7.2 – Технические характеристики насоса К45/30 Марка Подача, л/с Полный напор, м КПД,% Электрическая мощность, кВт К45/30 10,0 22,0 70 5,5 Частота вращения, мин-1 2900 7.3 ВЫБОР ОТДЕЛИТЕЛЯ ЖИДКОСТИ Отделители жидкости предназначены для улавливания капель жидкости, содержащихся в паре холодильного агента. При установке отделителей жидкости между испарительной системой и компрессором они защищают компрессор от опасного режима работы, которым является попадание в компрессор жидкости вместе с паром и, осушая пар перед компрессором, обеспечивают приближение режима работы холодильной машины к расчётному режиму. В отделителях жидкости, используемых в холодильных установках, происходит гравитационное отделение капель жидкости при резком изменении направления и скорости движения потока пара в аппарате. Скорость пара в сосуде должна быть не более 0,5 м/с, исходя из этого условия подберём отделитель жидкости Площадь поперечного сечения сосуда, м2: 𝐹= 𝑉0 , 𝜗𝑚𝑎𝑥 (7.11) где 𝜗𝑚𝑎𝑥 − максимальная скорость пара в сосуде, м/с. 𝜗𝑚𝑎𝑥 = 0,5 м⁄с ; 𝑉0 − удельный объем пара засасываемый компрессором, м3/с. Определён в пункте 3.2 𝑉0 = 0,0962 м3 /кг 𝐹= 0,0962 = 0,1924 м2 0,5 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 31 Диаметр сосуда находится по формуле: 𝐹∙4 𝑑=√ , 𝜋 𝑑=√ (7.12) 0,1924 ∙ 4 = 0,5 м 3,14 Используя полученные значения по [1, таблица 5.7] выбираем отделитель жидкости 100 ОЖГ, характеристики которого приведены в таблице 7.3. Таблица 7.3 – Характеристика отделителя жидкости 100 ОЖГ Диаметр условного Размеры, мм Вместимость, прохода патрубков, мм Марка м3 DxS B H d d1 d2 100 ОЖГ 500 x 8 940 2040 100 32 40 0,33 Масса, кг 244 7.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ ИЗОЛЯЦИИ С ЦЕЛЬЮ ПРЕДОТВРАЩЕНИЯ КОНДЕНСАЦИИ ВЛАГИ ИЗ ВОЗДУХА К изоляции аппаратов трубопроводов с отрицательной температурой предъявляются более жёсткие требования, чем к изоляции трубопроводов с положительными температурами. Для изоляции оборудования применяют минераловатные, пробковые плиты и торфоплиты, блоки из пеностекла. При изоляции поверхностей с отрицательными температурами изоляционный материал, обычно, не бывает сухим, как при изоляции горячих поверхностей. Наличие влаги существенно ухудшает теплоизолирующие свойства материала, увеличивая его коэффициент теплопроводности. При замерзании влаги коэффициент теплопроводности возрастает ещё больше. Поэтому в расчётах тепловой изоляции объектов с отрицательными температурами следует применять, для изоляционного слоя, значения 𝜆из , учитывающие влияние гигроскопической влаги. Расчёт толщины изоляции проводится из условия максимально допустимой разности температур: ∆𝑡𝑚𝑎𝑥 = 𝑡н − 𝑡к , (7.13) где 𝑡н и 𝑡к − соответственно температуры наружного воздуха и температуры конденсации (точка росы − 𝑡р = 13,5 °С при 𝑡н = 21,6 °С и 𝜑 = 60% находится по h-d диаграмме влажного воздуха (рисунок 7.2)); Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 32 Рисунок 7.2 – Определение точки росы ∆𝑡𝑚𝑎𝑥 = 21,6 − 13,5 = 8,1 °С 𝜆из В качестве изоляции выбираем пенополистирол экструдированный Styrodur 3035C = 0,031 Вт⁄(м ∙ °С). Толщину изоляции для поверхностей определяют по формуле: 𝛿из = 𝜆из 𝑡н − 𝑡0 𝜆из 𝑡н − 𝑡0 ∙( − 1) = ∙( − 1), 𝛼н 𝑡н − 𝑡р 𝛼н ∆𝑡𝑚𝑎𝑥 (7.14) где 𝛼н − коэффициент теплоотдачи. Рекомендуется принимать 4…5 Вт⁄(м2 ∙ °С). Принимаем 𝛼н = 4 Вт⁄(м2 ∙ °С). 𝑡0 − температура хладагента, контактирующего с обечайкой аппарата или трубы. 𝑡0 = −10 °С 𝛿из = 0,031 21,6 − (−10) ∙( − 1) = 0,0225 м 4 8,1 Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 33 ЗАКЛЮЧЕНИЕ В курсовом проекте был произведён выбор элементов и расчёт одноступенчатой паровой компрессионной холодильной установки с рассольной системой снабжения потребителя холодом. Система разрабатывалась для условий г. Минск, в качестве хладагента выступал фреон R-12. При выполнении курсового проекта по холодильной установке были получены следующие параметры: 1. Масса циркулирующего хладагента 𝐺0 = 1,145 кг⁄с 2. Расход воды на конденсатор 𝐺В = 7,5 кг/с 3. Расход рассола на испаритель 𝐺р = 16,5 кг⁄с 4. Толщина изоляции 𝛿из = 22,5 мм 5. Было выбрано: 6. Количество компрессоров холодильной установки с учётом резерва n=2 шт (П110); 7. Конденсатор КТР-110; 8. В качестве рассола выбрал СаСl2; 9. Испаритель ИТР-210; 10. Градирня ГПВ-320; 11. Отделитель жидкости 100 ОЖГ; 12. Насос К45/30. 13. В качестве изоляции выбран пенополистирол экструдированный Styrodur 3035C c 𝜆из = 0,031 Вт⁄(м ∙ °С). Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 34 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Захаров В.М., Смирнов Н.Н. Холодильные машины и установки: Учеб. пособие/ ФГБОУВПО «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина».- Иваново, 2014. – 304 с. 2. СНиП 23-01-99(2003). Строительная климатология и геофизика/ Госстрой России.М.: ГУП ЦПП, 2000. - 51 с. 3. Захаров В.М. Расчет холодильных установок: Учебное пособие/ ГОУВПО «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина» - Иваново, 2007.-80с. 4. СП 41-103-2000. Проектирование тепловой изоляции оборудования и трубопроводов. 2000.-42 с. Лист КП-2068195.205-31-2019 Изм. Лист № докум. Подпись Дата 35
