Рекомендованное значение коэффициента теплопередачи должно быть проверено по формуле:
, (3.2.1)
где 
- для гладкотрубных аппаратов,
αконд.-коэффициент теплообмена при конденсации на пучке труб, Вт/м2ּ0С,
Ен- эффективность наружной поверхности,
αв- коэффициент теплоотдачи от воды к стене трубы, Вт/м2ּ0С,
Rст определяется из (таб.1[2]).
Fн/Fвн= Fон/Fовн = dн/dвн в гладкотрубных аппаратах.
- коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на пучке труб, Вт/м2ּ0С
, (3.2.2)
, (3.2.3)
где B-приведено в (табл.3,прил.2[2])-коэффициент теплоотдачи одной трубы
- среднее количество труб по вертикали, шт
, (3.2.4)
где nобщ-общее число труб;SГ, SВ-шаг труб по горизонтали и вертикали.
- коэффициент теплоотдачи от воды к стенке:
, (3.2.5)
Число Нуссельта
, (3.2.6)
Число Рейнольдса
, (3.2.7)
где v – линейная скорость, м/с; d – внутренний диаметр трубки конденсатора принимается по табл. 3.1; λ и υ принимаются по (прил.2 [3]).
Линейная скорость, м/с
, (3.2.8)
, (3.2.9)
где ρ – плотность воды при 
; n и s принимаются по табл.3.1
,
Коэффициент теплоотдачи одной трубы В=7677,5 при 
.
Вт/м2ּ0С,
Вт/м2ּ0С,
,
=1,66м/с,
Число Рейнольдса
,
Число Нуссельта
,
Коэффициент теплоотдачи от воды к стенке
Вт/м2ּ0С,
Рекомендованное значение коэффициента теплопередачи
кВт/м2 0С,
Оптимальное значение удельного теплового потока 
определяется графически.
Строятся графики двух тепловых потоков со стороны воды и пара соответственно: 
и 
.(рис.1)
, (3.2.10)
, (3.2.11)
Рис.1 - Графическое определение искомого теплового потока qиск.
Окончательно поверхность аппарата, м2.
, (3.2.12)
м2.
4 Тепловой расчёт испарителя
Расход рассола в системе холодоснабжения, через испаритель, кг/с
|
|
, (4.1)
где 
,
,
.
Температурный напор, 0С,определяют по формуле
, (4.2)
, откуда 
,
.
Удельный тепловой поток
, (4.3)
Коэффициент αкип может быть определён по формуле для R-717:
αкип=9q0.6(P0ּ10-5)0.15, (4.4)
где P0-давление в испарителе, Па.
Находится уравнение теплового потока со стороны рассола.
, (4.5)
где 
, кВт/м2 0С
, (4.6)
кВт/м2 0С.
,
где В принимается по (табл.1,прил.4)[2], 
-по табл.2[2]
Получим уравнение теплового потока со стороны хладагента
,
,
,
,
,
,
.
Определим графическим методом удельный тепловой поток 
.(рис.2)
Рис.2 - Графическое определение qвн.
Находится поверхность испарения, м2
, (4.7)
По (табл. 2, прил.3)[2] выберем испаритель с близкими параметрами и запишем его характеристики в таблицу 4.
Таблица 4 – Параметры испарителя.
| марка | размеры кожуха | площадь поверхности, м2 | габариты | число труб | длина труб, м | число ходов | ||
| длина, мм | высота, мм | ширина, мм | ||||||
| 50ИТГ | 600х8 | 51/40,6 |
5 Расчёт системы оборотного водоснабжения
Выбор градирни
Градирню выбирают по тепловой нагрузке 
, кВт
, (5.1)
кВт/м2.
Из (табл.4,стр.16.)[2] выбираем градирню и записываем её характеристики в таблицу 5.1.
Таблица 5.1 – Параметры градирни.
| марка градирни | тепловая производительность (Δt=5˚C), кВт | теплопередающая поверхность, м2 | расход охлаждающей воды, кг/с | диаметр форсунок, мм | количество форсунок, шт. | удельная тепловая нагрузка, кВт/м2 | Высота разбрызгивателя, м |
| ГПВ 160 | 8,88 | 47,5 | 1,26 |
|
|
Выбор насоса
Выбор насоса можно провести, зная величину требуемого напора Н и расхода G.
В разомкнутой системе, которой является конденсатор – градирня – насос – конденсатор, напор расходуется
, (5.2.1)
где 
, м; 
- высота разбрызгивателя, = 1,26 м. Примем 
= 0,5м.
Т.к трассировка отсутствует, то 
и формула (5.2.1) примет вид
, (5.2.2)
, (5.2.)
где 
- потери на трение, 
- потери на местные сопротивления,
, (5.2.)
где 
- коэффициент трения, определяемый по формуле
, (5.2.)
К – шероховатость, принимаем К=0,5 мм.
l – длина трубы конденсатора, принимаем l = 20м.
, (5.2.)
где 
- местные сопротивления, принимаем =10, υ – скорость движения воды, примем υ = 1,4 м/с, ρ– плотность воды при 
=29˚С.
Потери давления на местные сопротивления составят
.
Предварительно примем линейные потери 
= 80 Па/м. Учитывая шероховатость К=0,5 мм, расход воды через конденсатор Gв =9,37 кг/с(33,73м3/ч) получим для стандартного ряда по номограмме окончательно = 270 Па/м. Для стандартного ряда также получаем υ= 1,4 м/с и dн = 100 мм.
Тогда потери на трение составят, Па
, (5.2)
,
,
По (табл. 1, прил.6)[2] выбирается насос, и записываются его характеристики в таблицу 5.2.
Таблица 5.2 – Характеристики насоса
| Центробежный насос | подача, кг/с | напор, м | КПД, % | мощность эл. двигателя, кВт | Частота вращения, с-1 |
| К45/30а | 5,5 | 48,33 |
Заключение
В результате расчета холодильной установки были выбраны следующие элементы:
Компрессор П – 80;
Конденсатор КГТ 32;
Испаритель 50ИТГ
Градирня ГПВ 160;
Насос К45/30а.
Выбранные элементы обеспечивают заданную холодопроизводительность установки и соответствуют требованиям ГОСТа т СНиПа.
|
|
Список использованных источников.
1.СНиП 23-01-94 Строительная климатология, М.2000.
2.Методические указания для выполнения курсовой работы. А.П.Левцев, 2005.
3.Методические указания для выполнения расчетной работы №1. А.П.Левцев, 2005.
4.Методические указания для выполнения расчетной работы №2. А.П.Левцев, 2005.
5. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: П81Справочник/ Под общ. ред. В.А. Григорьева, В.М. Зорина, 2 – е издание.
6.Теплообменные аппараты, приборы автоматизации и испытания холодильных машин.Под редакцией А.В.Быкова: М.,Лёгкая и пищевая промышленность,1984.
7.Холодильные машины. Справочник. Под ред. А.В.Быкова. М., Лёгкая и пищевая промышленность,1982.
8.Проектирование холодильных сооружении. Справочник. Под ред. А.В.Быкова. М.,Лёгкая и пищевая промышленность, 1978.
10.Интенсификация теплообмена в испарителях холодильных машин. А.А.Гогин, Г.Н.Данилова и др. М., Лёгкая и пищевая промышленность,1982.
11.Теплообменные аппараты холодильных установок. Г.Н.Данилова и др.Л.,Машиностроение,1973.