Собственное производство установок охлаждения жидкости (чиллеров) было организовано в 2006 году. Первые установки имели холодопроизводительность по 60кВт и собирались на базе пластинчатых теплообменников. По необходимости, оснащались гидромодулем.

Гидромодуль представляет собой теплоизолированный бак ёмкостью от 500 литров (в зависимости от мощности, так для установки холодопроизводительностью 50-60кВт ёмкость бака должна составлять 1,2-1,5 м3) разделённый перегородкой специальной формы на две ёмкости «тёплой» и «охлаждённой» воды. Насос внутреннего контура, забирая воду из «тёплого» отсека бака, подаёт её в пластинчатый теплообменник, где она, проходя в противотоке с фреоном, охлаждается. Охлаждённая вода поступает в другую часть бака. Производительность внутреннего насоса должна быть не меньше чем производительность насоса внешнего контура. Специальная форма перегородки позволяет регулировать объем перелива в широких пределах при небольшом изменении уровня воды.

При использовании в качестве теплоносителя воды, подобные установки позволяют охлаждать её до +5ºC ÷ +7ºС. Соответственно, при стандартном расчёте оборудования, температура входящей воды (идущей от потребителя) предполагается равной +10ºC ÷ +12ºС. Мощность установки рассчитывается исходя из необходимого расхода воды.

Наше оборудование комплектуется многоступенчатыми системами защиты. Прессостаты защищают компрессор от перегрузки. Ограничитель низкого давления не позволяет кипящему фреону понизить свою температуру ниже минус 2ºС, защищая пластинчатый теплообменник от возможного замерзания воды. Установленное реле протока выключит холодильный компрессор при возникновении воздушной пробки, при засоре трубопроводов, при обмерзании пластин. Регулятор давления всасывания поддерживает температуру кипения фреона +1ºС ±0,2ºС.

Подобные устройства были нами установлены для охлаждения раствора рассольных ванн для засолки сыра на сырзаводах, для быстрого охлаждения молока после пастеризации на молокозаводах, для плавного понижения температуры воды в бассейнах на заводах по производству (разведению и выращиванию) рыбы.

В случае необходимости понижения температуры теплоносителя от +5ºC ÷ +7ºС до отрицательных и около нулевых температур, вместо воды в качестве теплоносителя используется раствор пропиленгликоля. Также его используют, если температура окружающей среды опускается ниже -5ºС, либо при необходимости время от времени выключать насос внутреннего контура (контур: буферный бак - теплообменник холодильного агрегата).

При расчете оборудования мы обязательно учитываем изменения таких свойств теплоносителя как теплоемкость и поверхностный коэффициент теплопередачи. УСТАНОВКА РАСЧИТАНАЯ НА РАБОТУ С ВОДОЙ БУДЕТ РАБОТАТЬ НЕКОРРЕКТНО ПРИ ЗАМЕНЕ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ НА РАСТВОРЫ ЭТИЛЕНГЛИКОЛЯ, ПРОПИЛЕНГЛИКОЛЯ ИЛИ РАССОЛА. И НАОБОРОТ .

Установка охлаждения парафина, собранная по данной схеме, работает совместно с воздушной системой охлаждения теплоносителя в зимнее время, с автоматическим отключением холодильного компрессора.

Мы имеем опыт разработки и изготовления чиллеров для решения задачи охлаждения в течение короткого промежутка времени, но с высокой мощностью охлаждения. Например, цеху приёмки молока требуются установки со временем работы 2 часа/сутки для охлаждения за это время 20 т. молока от +25ºC ÷ +30ºС до +6ºC ÷ +8ºС. Это, так называемая, задача об импульсном охлаждении.

При постановке задачи об импульсном охлаждении продукции экономически целесообразно изготовить чиллер с аккумулятором холода. Стандартно подобные установки мы делаем следующим образом:

А) Изготавливается теплоизолированный бак с объёмом 125-150% от рассчитанной буферной ёмкости, заполняемый водой на 90%;

Б) Внутрь его помещается испаритель, изготовленный из гнутых медных трубопроводов, или металлических пластин с выфрезерованными внутри канавками;

Подавая фреон с температурой -17ºC ÷ -25ºС, обеспечиваем намерзание льда необходимой толщины. Пришедшая от потребителя вода охлаждается в результате таяния льда. Для увеличения скорости таяния применяется барботирование.

Такая система позволяет использовать холодильные агрегаты мощностью в 5÷10 раз меньше чем величина импульсной мощности холодильной нагрузки. При этом надо понимать, что температура воды в баке может существенно отличаться от 0ºС, так как скорость таяния льда в воде с температурой даже +5ºС очень невелика. Также, к недостаткам этой системы можно отнести большой вес и размеры бака с испарителем, что объясняется необходимостью обеспечения большой площади теплообмена на границе лёд/вода.

При необходимости использования в качестве теплоносителя воды с около нулевой температурой (0ºС÷+1ºС), без возможности применения вместо неё растворов пропиленгликоля, этиленгликоля или рассолов(например, не герметичность системы или требования САНПиНа), мы изготавливаем чиллеры с применением плёночных теплообменников.

При такой системе, приходящая от потребителя вода, проходя через специальную систему коллекторов и форсунок, равномерно омывает охлаждённые фреоном до минус 5ºС металлические пластины большой площади. Стекая вниз, часть воды намерзает на пластинах, образуя тонкую плёнку льда, остальная вода, стекая по этой плёнке, охлаждается до нужной температуры и собирается в расположенном под пластинами теплоизолированном баке, откуда и поступает потребителю.

Подобные системы имеют жёсткие требования к уровню запылённости помещения, где устанавливается бак с испарителем и, по понятным причинам, требуют более высокого уровня потолков. Они характеризуются самыми большими габаритами и стоимостью.

Наша фирма решит любую поставленную Вами задачу по охлаждению жидкости. Мы соберём (или подберём готовую) установку с оптимальным принципом работы и минимальной стоимостью, как самой установки, так и её эксплуатации.

При расчете проектируемого испарителя определяют его теплопередающую поверхность и объем циркулирующего рассола или воды.

Теплопередающую поверхность испарителя находят по формуле:

где F – теплопередающая поверхность испарителя, м 2 ;

Q 0 – холодопроизводительность машины, Вт;

Dt m – для кожухотрубных испарителей это средняя логарифмическая разность между температурами хладоносителя и кипения холодильного агента, а для панельных испарителей – арифметическая разность между температурами выходящего рассола и кипения холодильного агента, 0 С;

– плотность теплового потока, Вт/м 2 .

Для приближенных расчетов испарителей пользуются значениями коэффициентов теплопередачи, полученными опытным путем в Вт/(м 2 ×К):

для аммиачных испарителей:

кожухотрубных 450 – 550

панельных 550 – 650

для фреоновых кожухотрубных испарителей с накатными ребрами 250 – 350.

Среднюю логарифмическую разность температур хладоносителя и кипения холодильного агента в испарителе рассчитывают по формуле:

(5.2)

где t Р1 и t Р2 – температуры хладоносителя на входе и выходе из испарителя, 0 С;

t 0 – температура кипения холодильного агента, 0 С.

Для панельных испарителей, благодаря большому объему бака и интенсивной циркуляции хладоносителя, его средняя температура может быть принята равной температуре на выходе из бака t Р2 . Поэтому для этих испарителей

Объем циркулирующего хладоносителя определяют по формуле:

(5.3)

где V Р – объем циркулирующего теплоносителя, м 3 /с;

с Р – удельная теплоемкость рассола, Дж/(кг× 0 С);

r Р – плотность рассола, кг/м 3 ;

t Р2 и t Р1 – температура теплоносителя соответственно при входе в охлаждаемое помещение и выходе из него, 0 С;

Q 0 – холодопроизводительность машины.

Величины с Р и r Р находят по справочным данным для соответствующего хладоносителя в зависимости от его температуры и концентрации.

Температура хладоносителя при прохождении его через испаритель понижается на 2 – 3 0 С.

Расчет испарителей для охлаждения воздуха в холодильных камерах

Для распределения испарителей, входящих в комплект холодильной машины, определяют требуемую теплопередающую поверхность по формуле:

где SQ – суммарный теплоприток на камеру;

К – коэффициент теплопередачи камерного оборудования, Вт/(м 2 ×К);

Dt – расчетная разность температур между воздухом в камере и средней температурой хладоносителя при рассольном охлаждении, 0 С.

Коэффициент теплопередачи для батареи принимают 1,5–2,5 Вт/(м 2 К), для воздухоохладителей – 12–14 Вт/(м 2 К).

Расчетную разность температур для батарей - 14–16 0 С, для воздухоохладителей - 9–11 0 С.

Количество приборов охлаждения для каждой камеры определяют по формуле:

где n – требуемое количество приборов охлаждения, шт.;

f – теплопередающая поверхность одной батареи или воздухоохладителя (принимают исходя из технической характеристики машины).

Конденсаторы

Различают два основных типа конденсаторов: с во­дяным и воздушным охлаждением. В холодильных установ­ках большой производительности используются также конденсаторы с водо-воздушным охлаждением, называемые испарительными.

В холодильных агрегатах для торгового холодильного оборудования чаще всего применяют конденсаторы воздушного охлаждения. По сравнению с конденсатором водяного охлаждения они экономичны в работе, проще в монтаже и эксплуатации. Холодильные агрегаты, в состав которых входят конденсаторы водяного охлаждения, более компактны, чем агрегаты с конденсаторами воздушного охлаждения. Кроме того, при эксплуатации они издают меньше шума.

Конденсаторы с водяным охлаждением различают по характеру движения воды: проточного типа и оро­сительные, а по конструкции – кожухозмеевиковые, двухтрубные и кожухотрубные.

Основным типом являются горизонтальные кожухотрубные конден­саторы (рис. 5.3). В зависимости от вида хладагента в конструкции аммиачных и фреоновых конденсаторов есть некоторые отличия. По величи­не теплопередающей поверхности аммиачные конденсаторы охватывают диапазон, примерно от 30 до 1250 м 2 , а фреоновые – от 5 до 500 м 2 . Кроме того, выпускаются аммиачные вертикальные кожухотрубные конденсаторы с площадью теплопередающей поверхности от 50 до 250 м 2 .

Кожухотрубные конденсаторы используют в машинах средней и большой производительности. Горячие пары хладагента поступают че­рез патрубок 3 (рис. 5.3) в межтрубное пространство и конденсируются на наружной поверхности пучка горизонтальных труб.

Внутри труб под напором насоса циркулирует охлаждающая вода. Трубы развальцованы в трубных решетках, закрыты снаружи водяными крышками с перегородками, создающими несколько горизонтальных ходов (2-4-6). Вода поступает через патрубок 8 снизу и выходит через патрубок 7. На этой же водяной крышке имеется вентиль 6 для выпуска воздуха из водяного пространства и вентиль 9 для слива воды при реви­зии или ремонте конденсатора.

Рис.5.3 - Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы

Сверху аппарата имеется предохранительный клапан 1, соединяю­щий межтрубное пространство аммиачного конденсатора с трубопрово­дом, выведенным наружу, выше конька крыши самого высокого здания в радиусе 50 м. Через патрубок 2 подсоединяется уравнительная линия, соединяющая конденсатор с ресивером, куда выводится жидкий хлада­гент через патрубок 10 из нижней части аппарата. Снизу к корпусу при­варен маслосборник с патрубком 11 для слива масла. Уровень жидкого хладагента в нижней части кожуха контролируется с помощью указате­ля уровня 12. При нормальной работе весь жидкий хладагент должен сливаться в ресивер.

Сверху кожуха имеется вентиль 5 для спуска воздуха, а также пат­рубок для подсоединения манометра 4.

Вертикальные кожухотрубные конденсаторы применяются в аммиач­ных холодильных машинах большой производительности, они рассчитаны на тепловую нагрузку от 225 до 1150 кВт и устанавливаются снаружи ма­шинного зала, не занимая его полезную площадь.

В последнее время появились конденсаторы пластинчатого типа. Высокая интенсивность теплообмена в пластинчатых конденсато­рах, по сравнению с кожухотрубными, позволяет при одинаковой тепловой нагрузке примерно вдвое уменьшить металлоемкость аппарата и в 3–4 раза повысить компактность.

Воздушные конденсаторы применяют главным образом в машинах малой и средней производительности. По характеру движения воздуха их делят на два типа:

Со свободным движением воздуха; такие конденсаторы используют в машинах очень малой производительности (примерно до 500 Вт), применяемых в бытовых холодильниках;

С принудительным движением воздуха, то есть с обдувом теплопередающей поверхности с помощью осевых вентиляторов. Этот тип конденсатора наиболее применим в машинах малой и средней про­изводительности, однако в последнее время в связи с дефицитом воды они все больше используются и в машинах большой произво­дительности.

Конденсаторы воздушного типа применяют в холодильных агрегатах с сальниковыми, бессальниковыми и герметичными компрессорами. Конструкции конденсаторов однотипные. Конденсатор состоит из двух или более секций, соединенных последовательно калачами или параллельно коллекторами. Секции представляют собой прямые или U-образные трубки, собранные в змеевик с помощью калачей. Трубы – стальные, медные; ребра – стальные или алюминиевые.

Конденсаторы с принудительным движением воздуха используют в торговых холодильных агрегатах.

Расчет конденсаторов

При проектировании конденсатора расчет сводится к определению его теплопередающей поверхности и (если он с водяным охлаждением) количества расходуемой воды. Прежде всего подсчитывают действительную теп­ловую нагрузку на конденсатор

где Q к – действительная тепловая нагрузка на конденсатор, Вт;

Q 0 – холодопроизводительность компрессора, Вт;

N i – индикаторная мощность компрессора, Вт;

N е – эффективная мощность компрессора, Вт;

h м – механический к. п. д. компрессора.

В агрегатах с герметичными или бессальниковыми компрессорами тепловую нагрузку на конденсатор сле­дует определять но формуле:

(5.7)

где N э – электрическая мощность на клеммах электродвигателя компрессора, Вт;

h э – к. п. д. электродвигателя.

Теплопередающая поверхность конденсатора определяется по формуле:

(5.8)

где F – площадь теплопередающей поверхности, м 2 ;

к – коэффициент теплопередачи конденсатора, Вт/(м 2 ×К);

Dt m – средняя логарифмическая разность между температурами конденсации холодильного агента и охлаждающей воды или воздуха, 0 С;

q F – плотность теплового потока, Вт/м 2 .

Среднюю логарифмическая разность определяют по формуле:

(5.9)

где t в1 – температура воды или воздуха на входе в конденсатор, 0 С;

t в2 – температура воды или воздуха на выходе из конденсатора, 0 С;

t к – температура конденсации холодильного агрегата, 0 С.

Коэффициенты теплопередачи различных типов конденсаторов приведены в табл. 5.1.

Таблица 5.1 - Коэффициенты теплопередачи конденсаторов

Оросительный для аммиака

Испарительный для аммиака

С воздушным охлаждением (при принудительной циркуляции воздуха) для хладонов

800…1000 460…580 * 700…900 700…900 465…580 20…45 *

Значения к определены для оребренной поверхности.

Где испаритель предназначен для охлаждения жидкости, а не воздуха.

Испаритель в чиллере может быть нескольких типов:

• пластинчатый
• трубный - погружной
• кожухотрубный.

Чаще всего те, кто желает собрать чиллер самостоятельно , применяют погружной - витой испаритель, как наиболее дешевый и простой вариант, который можно изготовить самостоятельно. Вопрос, главным образом, в правильном изготовлении испарителя, относительно мощности компрессора, выборе диаметра и длины трубы, из которой будет изготавливаться будущий теплообменник.

Для подбора трубы и ее количества необходимо воспользоваться теплотехническим расчетом, который можно без особого труда найти в интернете. Для производства чиллеров мощностью до 15 кВт, с витым испарителем, наиболее применимы следующие диаметры медных труб 1/2; 5/8; 3/4. Трубы с большим диаметром (от 7/8) гнуть без специальных станков очень сложно, поэтому их для витых испарителей не применяют. Наиболее оптимальная по удобству работы и мощности на 1 метр длины - труба 5/8. Ни в коем случае нельзя допускать приблизительный расчет длины трубы. Если не верно изготовить испаритель чиллера , то не удастся добиться ни нужного перегрева, ни нужного переохлаждения, ни давления кипения фреона, как следствие чиллер будет работать не эффективно или вовсе не будет охлаждать.

Также еще один нюанс, так как охлаждаемая среда — вода (чаще всего), то температура кипения, при (использовании воды) не должна быть ниже -9С, при дельте не более 10K между температурой кипения фреона и температурой охлаждаемой воды. В этой связи и аварийное реле низкого давления следует настраивать на аварийную отметку не ниже давления используемого фреона, при температуре его кипения -9С. В противном случае, при погрешности датчика контроллера и снижении температуры воды ниже +1С, вода начнет намораживаться на испаритель что снизит, а со временем и сведет практически к нулю его теплообменную функции — водоохладитель будет работать некорректно.

Площадь теплоотдающей поверхности испарителя F, м 2 , определяется по формуле:

где - тепловой поток в испарителе, Вт

к – коэффициент теплопередачи испарителя, Вт/(м 2 *К), зависит от типа испарителя;

Средняя логарифмическая разность между температурами кипящего фреона и охлаждаемой среды;

–удельный тепловой поток, равный 4700 Вт/м 2

Расход холодоносителя, необходимый для отвода теплопритоков, определяется по формуле:

где с - теплоемкость охлаждаемой среды: для воды 4,187 кДж/(кг*°С), для рассола теплоемкость принимается по специальным таблицам в зависимости от температуры его замерзания, которая принимается на 5-8°С ниже температуры кипения хладагента t 0 для открытых систем и на 8-10°С ниже t 0 для закрытых систем;

ρ р - плотность, холодоносителя СКВ, кг/м 3 ;

Δ t р - разность температуры холодоносителя на входе в испаритель и на выходе из него, °С.

Для условий кондиционирования воздуха при наличии форсуночных камер орошения применяются схемы распределения потоков воды. Согласно этому, Δt р определится как разность температур на выходе из поддона камеры орошения t w.к и на выходе из испарителя t Х :.

8. Подбор конденсатора

Расчет конденсатора сводится к определению площади теплопередающей поверхности, по которой подбирают один или несколько конденсаторов с суммарной площадью поверхности, равной расчетной (запас по поверхности не более+15%).

1. Теоретический тепловой поток в конденсаторе определяется по разности удельных энтальпий в теоретическом цикле с учетом или без учета переохлаждения в конденсаторе:

а) тепловой поток с учетом переохлаждения в конденсаторе определяется по разности удельных энтальпий в теоретическом цикле:

б) тепловой поток без учета переохлаждения в конденсаторе и при отсутствии регенеративного теплообменника

Полная тепловая нагрузка с учетом теплового эквивалента мощности, затрачиваемой компрессором на сжатие хладагента (действительный тепловой поток):

2. Определяется средняя логарифмическая разность температур θ ср между конденсирующимся хладагентом и охлаждающей конденсатор средой, °С:

где - разность температуры в начале теплопередающей поверхности (большая разность температур), 0 С:

Разность температуры в конце теплопередающей поверхности (меньшая разность температур), 0 С:

3. Находим удельный тепловой поток:

где к – коэффициент теплопередачи, равен 700 Вт/(м 2 *К)

4. Площадь теплопередающей поверхности конденсатора:

5. Расход охлаждающей конденсатор среды:

где - суммарный тепловой поток в конденсаторе от всех групп компрессоров, кВт;

с - удельная теплоемкость охлаждающей конденсатор среды (вода, воздух), кДж/(кг*К);

ρ - плотность охлаждающей конденсатор среды, кг/м 3 ;

- подогрев охлаждающей конденсатор среды, °С:

1,1 - коэффициент запаса (10%), учитывающий непроизводительные потери.

По расходу воды с учетом необходимого напора подбирают насос оборотного водоснабжения необходимой производительности. Обязательно предусматривают резервный насос.

9. Подбор основных холодильных агрегатов

Подбор холодильной машины производят одним из трех методов:

По описанному объему компрессора, входящего в состав машины;

По графикам холодопроизводительности машины;

По табличным значениям холодопроизводительности машины, приводимым в технической характеристике изделия.

Первый метод аналогичен тому, которым пользуются для расчета одноступенчатого компрессора: определяют требуемый объем, описанный поршнями компрессора, а затем по таблицам технических характеристик подбирают машину или несколько машин таким образом, чтобы фактическое значение объема, описанного поршнями, было на 20-30% больше полученного расчетом.

При подборе холодильной машины третьим методом необходимо холодопроизводительность машины, рассчитанную для рабочих условий, привести к условиям, при которых она дана в таблице характеристик, то есть к стандартным условиям.

После выбора марки агрегата (по холодопроизводительности, приведенной к стандартным условиям) необходимо проверить, достаточна ли площадь теплопередающей поверхности испарителя и конденсатора. Если указанная в технической характеристике площадь теплопередающей поверхности аппаратов равна расчетной или несколько больше ее, машина подобрана правильно. Если же, например, площадь поверхности испарителя оказалась меньше расчетной, необходимо задаться новым значением температурного напора (более низкой температурой кипения), после чего проверить, достаточна ли производительность компрессора при новом значении температуры кипения.

Принимаем чиллер с водяным охлаждением марки York YCWM с холодопроизводительностью 75 кВт.

Задача 1

Поток горячего продукта, выходящего из реактора, необходимо охладить с начальной температуры t 1н = 95°C до конечной температуры t 1к = 50°C, для этого его направляют в холодильник, куда подают воду с начальной температурой t 2н = 20°C. Требуется рассчитать ∆t ср в условиях прямотока и противотока в холодильнике.

Решение: 1) Конечная температура охлаждающей воды t 2к в условии прямоточного движения теплоносителей не может превысить значение конечной температуры горячего теплоносителя (t 1к = 50°C), поэтому примем значение t 2к = 40°C.

Рассчитаем средние температуры на входе и выходе из холодильника:

∆t н ср = 95 - 20 = 75;

∆t к ср = 50 - 40 = 10

∆t ср = 75 - 10 / ln(75/10) = 32,3 °C

2) Конечную температуру воды при противоточном движении примем такой же, как и при прямоточном движении теплоносителей t 2к = 40°C.

∆t н ср = 95 - 40 = 55;

∆t к ср = 50 - 20 = 30

∆t ср = 55 - 30 / ln(55/30) = 41,3°C

Задача 2.

Используя условия задачи 1 определить требуемую поверхность теплообмена (F) и расход охлаждающей воды (G). Расход горячего продукта G = 15000 кг/ч, его теплоемкость С = 3430 Дж/кг·град (0,8 ккал·кг·град). Охлаждающая вода имеет следующие значения: теплоемкость с = 4080 Дж/кг·град (1 ккал·кг·град), коэффициент теплопередачи k = 290 Вт/м 2 ·град (250 ккал/м 2 *град).

Решение: Используя уравнение теплового баланса, получим выражение для определения теплового потока при нагревании холодного теплоносителя:

Q = Q гт = Q хт

откуда: Q = Q гт = GC (t 1н - t 1к) = (15000/3600)·3430·(95 - 50) = 643125 Вт

Принимая t 2к = 40°C, найдем расход холодного теплоносителя:

G = Q/ c(t 2к - t 2н) = 643125/ 4080(40 - 20) = 7,9 кг/сек = 28 500 кг/ч

Требуемая поверхность теплообмена

при прямотоке:

F = Q/k·∆t ср = 643125/ 290·32,3 = 69 м 2

при противотоке:

F = Q/k·∆t ср = 643125/ 290·41,3 = 54 м 2

Задача 3

На производстве осуществляется транспорт газа по стальному трубопроводу наружным диаметром d 2 = 1500 мм, толщиной стенки δ 2 = 15 мм, теплопроводностью λ 2 = 55 Вт/м·град. Внутри трубопровод футерован шамотным кирпичом, толщина которого δ 1 = 85 мм, теплопроводность λ 1 = 0,91 Вт/м·град. Коэффициент теплоотдачи от газа к стенке α 1 = 12,7 Вт/м 2 ·град, от наружной поверхности стенки к воздуху α 2 = 17,3 Вт/м 2 ·град. Требуется найти коэффициент теплопередачи от газа к воздуху.

Решение: 1) Определим внутренний диаметр трубопровода:

d 1 = d 2 - 2·(δ 2 + δ 1) = 1500 - 2(15 + 85) = 1300 мм = 1,3 м

средний диаметр футеровки:

d 1 ср = 1300 + 85 = 1385 мм = 1,385 м

средний диаметр стенки трубопровода:

d 2 ср = 1500 - 15 = 1485 мм = 1,485 м

Рассчитаем коэффициент теплопередачи по формуле:

k = [(1/α 1)·(1/d 1) + (δ 1 /λ 1)·(1/d 1 ср)+(δ 2 /λ 2)·(1/d 2 ср)+(1/α 2)] -1 = [(1/12,7)·(1/1,3) + (0,085/0,91)·(1/1,385)+(0,015/55)·(1/1,485)+(1/17,3)] -1 = 5,4 Вт/м 2 ·град

Задача 4

В одноходовом кожухотрубчатом теплообменнике осуществляется подогрев метилового спирта водой с начальной температуры 20 до 45 °C. Поток воды охлаждается с температуры 100 до 45 °C. Трубный пучек теплообменника содержит 111 труб, диаметр одной трубы 25х2,5 мм. Скорость течения метилового спирта по трубкам 0,8 м/с (w). Коэффициент теплопередачи равен 400 Вт/м 2 ·град. Определить общую длину трубного пучка.

Определим среднюю разность температур теплоносителей как среднелогарифмическое.

∆t н ср = 95 - 45 = 50;

∆t к ср = 45 - 20 = 25

∆t ср = 45 + 20 / 2 = 32,5°C

Определим массовый расход метилового спирта.

G сп = n·0,785·d вн 2 ·w сп ·ρ сп = 111·0,785·0,02 2 ·0,8· = 21,8

ρ сп = 785 кг/ м 3 - плотность метилового спирта при 32,5°C найдена из справочной литературы.

Затем определим тепловой поток.

Q = G сп с сп (t к сп - t н сп) = 21,8·2520 (45 - 20) = 1,373·10 6 Вт

c сп = 2520 кг/ м 3 - теплоемкость метилового спирта при 32,5°C найдена из справочной литературы.

Определим требуемую поверхность теплообмена.

F = Q/ K∆t ср = 1,373·10 6 / (400·37,5) = 91,7 м 3

Вычислим общую длину трубного пучка по среднему диаметру труб.

L = F/ nπd ср = 91,7/ 111·3,14·0,0225 = 11,7 м.

Задача 5

Для нагрева потока 10-% раствора NaOH от температуры 40°C до 75°C используют пластинчатый теплообменный аппарат. Расход гидроксида натрия составляет 19000 кг/ч. В качестве нагревающего агента используется конденсат водяного пара, его расход составляет 16000 кг/ч, начальная температура 95°C. Принять коэффициент теплообмена равный 1400 Вт/м 2 ·град. Необходимо произвести расчет основных параметров пластинчатого теплообменного аппарата.

Решение: Найдем количество передаваемого тепла.

Q = G р с р (t к р - t н р) = 19000/3600 · 3860 (75 - 40) = 713 028 Вт

Из уравнения теплового баланса определим конечную температуру конденсата.

t к х = (Q·3600/G к с к) - 95 = (713028·3600)/(16000·4190) - 95 = 56,7°C

с р,к - теплоемкость раствора и конденсата найдены из справочных материалов.

Определение средних температур теплоносителей.

∆t н ср = 95 - 75 = 20;

∆t к ср = 56,7 - 40 = 16,7

∆t ср = 20 + 16,7 / 2 = 18,4°C

Определим сечение каналов, для расчета примем массовую скорость конденсата W к = 1500 кг/м 2 ·сек.

S = G/W = 16000/3600·1500 = 0,003 м 2

Принимая ширину канала b = 6 мм, найдем ширину спирали.

B = S/b = 0,003/ 0,006 = 0,5 м

Произведем уточнение сечения канала

S = B·b = 0,58·0,006 = 0,0035 м 2

и массовой скорости потоков

W р = G р /S = 19000/ 3600·0,0035 = 1508 кг/ м 3 ·сек

W к = G к /S = 16000/ 3600·0,0035 = 1270 кг/ м 3 ·сек

Определение поверхности теплообмена спирального теплообменника осуществляется следующим образом.

F = Q/K∆t ср = 713028/ (1400·18,4) = 27,7 м 2

Определим рабочую длину спирали

L = F/2B = 27,7/(2·0,58) = 23,8 м

t = b + δ = 6 + 5 = 11 мм

Для вычисления числа витков каждой спирали необходимо принять начальный диаметр спирали исходя из рекомендаций d = 200 мм.

N = (√(2L/πt)+x 2) - x = (√(2·23,8/3,14·0,011)+8,6 2) - 8,6 = 29,5

где х = 0,5 (d/t - 1) = 0,5 (200/11 - 1) = 8,6

Наружный диаметр спирали определяется следующим образом.

D = d + 2Nt + δ = 200 + 2·29,5·11 + 5 = 860 мм.

Задача 6

Определить гидравлическое сопротивление теплоносителей создаваемое в четырехходовом пластинчатом теплообменном аппарате с длиной каналов 0,9 м и эквивалентным диаметром 7,5 ·10 -3 при охлаждении бутилового спирта водой. Бутиловый спирт имеет следующие характеристики расход G = 2,5 кг/с, скорость движения W = 0,240 м/с и плотность ρ = 776 кг/м 3 (Критерий Рейнольдса Re = 1573 > 50). Охлаждающая вода имеет следующие характеристики расход G = 5 кг/с, скорость движения W = 0,175 м/с и плотность ρ = 995 кг/м 3 (Критерий Рейнольдса Re = 3101 > 50).

Решение: Определим коэффициент местного гидравлического сопротивления.

ζ бс = 15/Re 0,25 = 15/1573 0,25 = 2,38

ζ в = 15/Re 0,25 = 15/3101 0,25 = 2,01

Уточним скорость движения спирта и воды в штуцерах (примем d шт = 0,3м)

W шт = G бс /ρ бс 0,785d шт 2 = 2,5/776 ·0,785·0,3 2 = 0,05 м/с менее 2 м/с поэтому можно не учитывать.

W шт = G в /ρ в 0,785d шт 2 = 5/995 ·0,785·0,3 2 = 0,07 м/с менее 2 м/с поэтому можно не учитывать.

Определим значение гидравлического сопротивления для бутилового спирта и охлаждающей воды.

∆Р бс = хζ·(l /d ) · (ρ бс w 2 /2) = (4·2,38·0,9/ 0,0075)·(776·0,240 2 /2) = 25532 Па

∆Р в = хζ·(l /d ) · (ρ в w 2 /2) = (4·2,01·0,9/ 0,0075)·(995·0,175 2 /2) = 14699 Па.