1. Zadanie na pracę semestralną

Zgodnie z danymi początkowymi do pracy na kursie, musisz:

Określ straty hydrauliczne obwodu parownika;

Określ użyteczne ciśnienie w naturalnym obiegu cyrkulacyjnym stopnia parownika;

Określ szybkość obiegu operacyjnego;

Określ współczynnik przenikania ciepła.

Wstępne dane.

Typ parownika - I -350

Liczba rur Z = 1764

Parametry pary grzewczej: R p \u003d 0,49 MPa, t p \u003d 168 0 C.

Zużycie pary D p \u003d 13,5 t / h;

Wymiary:

L 1 \u003d 2,29 m

L2 = 2,36 m

D 1 = 2,05 m

D 2 \u003d 2,85 m

Rury zrzutowe

Ilość n op = 22

Średnica d op = 66 mm

Różnica temperatur w krokach t \u003d 14 o C.

2. Przeznaczenie i rozmieszczenie parowników

Parowniki przeznaczone są do wytwarzania destylatu, który uzupełnia straty pary i kondensatu w obiegu głównym turbin parowych elektrowni oraz do wytwarzania pary na potrzeby ogólnozakładowe i odbiorców zewnętrznych.

Parowniki mogą być stosowane jako elementy zarówno jednostopniowych, jak i wielostopniowych agregatów wyparnych do pracy w kompleksie technologicznym elektrociepłowni.

Jako czynnik grzewczy można zastosować parę średnio i niskociśnieniową z wyciągów turbin lub ROU, aw niektórych modelach nawet wodę o temperaturze 150-180 °C.

W zależności od przeznaczenia i wymagań co do jakości pary wtórnej, parowniki produkowane są z jedno- i dwustopniowymi urządzeniami do płukania parą.

Parownik jest naczyniem o kształcie cylindrycznym i z reguły pionowym. Przekrój wzdłużny parownika pokazano na rysunku 1. Korpus parownika składa się z cylindrycznej osłony i dwóch eliptycznych den przyspawanych do osłony. Do korpusu przyspawane są wsporniki do mocowania do fundamentu. Do podnoszenia i przesuwania parownika służą łączniki ładunkowe (szpilki).

Na korpusie parownika przewidziano rury i kształtki dla:

Doprowadzenie pary grzewczej (3);

Usuwanie pary wtórnej;

Spust kondensatu pary grzewczej (8);

Doprowadzenie wody zasilającej parownik (5);

Doprowadzenie wody do parowego urządzenia myjącego (4);

Ciągłe czyszczenie;

Spuszczanie wody z organizmu i okresowe przeczyszczanie;

Obejście gazów nieskraplających się;

Instalacje zaworów bezpieczeństwa;

Instalacje urządzeń sterujących i automatycznych;

Próbowanie.

Korpus parownika posiada dwa włazy do kontroli i naprawy urządzeń wewnętrznych.

Woda zasilająca przepływa przez rozdzielacz (5) do płukania (4) i rur spustowych do dolnej części sekcji grzewczej (2). Para grzejna wchodzi przez odgałęzienie (3) do pierścienia sekcji grzewczej. Podczas mycia rur sekcji grzewczej para skrapla się na ściankach rur. Kondensat pary grzewczej spływa do dolnej części sekcji grzewczej, tworząc strefę nieogrzewaną.

Wewnątrz rur najpierw woda, potem mieszanina pary i wody unosi się do sekcji wytwarzania pary sekcji grzewczej. Para unosi się do góry, a woda przelewa się do przestrzeni pierścieniowej i opada w dół.

Powstała para wtórna najpierw przechodzi przez arkusz myjący, gdzie pozostają duże krople wody, a następnie przez żaluzjowy separator (6), gdzie zatrzymane są średnie i niektóre małe krople. Ruch wody w rurach spustowych, kanale pierścieniowym i mieszaninie parowo-wodnej w rurach sekcji grzewczej następuje dzięki naturalnemu obiegowi: różnicy gęstości wody i mieszaniny parowo-wodnej.

Ryż. 1. Parownica

1 - ciało; 2 - sekcja grzewcza; 3 - dostawa pary grzewczej; 4 - arkusz do płukania; 5 - zaopatrzenie w wodę zasilającą; 6 - separator żaluzjowy; 7 - rury spustowe; 8 - usuwanie kondensatu pary grzewczej.

3. Wyznaczanie parametrów pary wtórnej na wyparce

Rys.2. Schemat instalacji wyparnej.

Wtórna prężność pary w parowniku zależy od różnicy temperatur stopnia i parametrów przepływu w obiegu grzewczym.

Przy P p \u003d 0,49 MPa, t p \u003d 168 ° C, h p \u003d 2785 KJ / kg

Parametry przy ciśnieniu nasycenia P n = 0,49 MPa,

t n \u003d 151 o C, h "n \u003d 636,8 KJ / kg; h "n \u003d 2747,6 KJ / kg;

Prężność pary jest określana na podstawie temperatury nasycenia.

T n1 \u003d t n - ∆t \u003d 151 - 14 \u003d 137 o C

gdzie ∆t = 14°C.

W temperaturze nasycenia t n1 \u003d 137 około C prężność pary

P 1 \u003d 0,33 MPa;

Entalpie pary w P 1 \u003d 0,33 MPa h „1 \u003d 576,2 KJ / kg; h „1 \u003d 2730 KJ / kg;

4. Wyznaczanie wydajności wyparni.

Wydajność parownika zależy od przepływu pary wtórnej z parownika

D u = D i

Ilość pary wtórnej z parownika określana jest z równania bilansu cieplnego

D ni ∙(h ni -h΄ ni )∙η = D i ∙h i ˝+ α∙D i ∙h i ΄ - (1+α)∙D i ∙h pv ;

Stąd wypływ pary wtórnej z parownika:

D = D n ∙(h n - h΄ n )η/((h˝ 1 + αh 1 ΄ - (1 + α)∙h pv )) =

13,5∙(2785 – 636,8)0,98/((2730+0,05∙576,2 -(1+0,05)∙293,3)) = 11,5 4 t/h

gdzie są entalpie pary grzewczej i jej kondensatu

Hn = 2785 kJ/kg, h΄n = 636,8 kJ/kg;

Entalpie pary wtórnej, jej kondensatu i wody zasilającej:

H1 =2730 kJ/kg; h΄ 1 = 576,2 kJ/kg;

Entalpie wody zasilającej przy t pv = 70 o C: h pv = 293,3 kJ / kg;

Przedmuch α = 0,05; tych. 5%. Sprawność parownika, η = 0,98.

Wydajność parownika:

D u \u003d D \u003d 11,5 4 t / h;

5. Obliczenia termiczne parownika

Obliczenia dokonuje się metodą kolejnych przybliżeń.

Przepływ ciepła

Q = (D/3,6)∙ =

= (11,5 4 /3,6)∙ = 78 56,4 kW;

Współczynnik przenikania ciepła

k \u003d Q / ΔtF \u003d 7856,4 / 14 ∙ 350 \u003d 1,61 kW / m 2 ˚С \u003d 1610 W / m 2 ˚С,

gdzie Δt=14˚C ; F \u003d 350 m 2;

Specyficzny strumień ciepła

q \u003d Q / F \u003d 78 56, 4/350 \u003d 22,4 kW / m 2;

Liczba Reynoldsa

Re \u003d q∙H / r∙ρ „∙ν \u003d 22, 4 ∙0,5725/(21 10 , 8 ∙9 1 5∙2,03∙10 -6 ) = 32 , 7 8;

Gdzie jest wysokość powierzchni wymiany ciepła?

H \u003d L 1/4 \u003d 2,29/4 \u003d 0,5725 m;

Ciepło parowania r = 2110,8 kJ/kg;

Gęstość cieczy ρ" = 915 kg/m 3 ;

Kinematyczny współczynnik lepkości przy P n = 0,49 MPa,

v = 2,03∙10 -6 m/s;

Współczynnik przenikania ciepła z pary kondensacyjnej do ściany

przy Re = 3 2 , 7 8< 100

α 1n \u003d 1,01 ∙ λ ∙ (g / ν 2) 1/3 Re -1/3 =

1,01 ∙ 0,684 ∙ (9,81 / ((0,2 0 3 ∙ 10 -6) 2 )) 1/3 ∙ 3 2, 7 8 -1/3 \u003d 133 78,1 W / m 2 ˚С ;

gdzie w R p = 0,49 MPa, λ = 0,684 W/m∙˚С;

Współczynnik przenikania ciepła uwzględniający utlenienie ścianek rur

α 1 \u003d 0,75 α 1n \u003d 0,75 133 78, 1 \u003d 10 0 3 3,6 W / m 2 ˚С;

6. Wyznaczanie tempa cyrkulacji.

Obliczenia przeprowadza się metodą grafowo-analityczną.

Podane trzy wartości współczynnika cyrkulacji W 0 = 0,5; 0,7; 0,9 m/s obliczamy opór w przewodach zasilających ∆Р pod i użyteczne ciśnienie ∆Р piętro . Zgodnie z danymi obliczeniowymi budujemy wykres ΔР sub .=f(W) i ΔР pole .=f(W). Przy tych prędkościach zależności rezystancji w przewodach zasilających ∆Р pod i użyteczne ciśnienie ∆Р piętro nie przecinają się. Dlatego ponownie ustalamy trzy wartości wskaźnika cyrkulacji W 0 = 0,8; 1,0; 1,2 m/s; ponownie obliczamy opór w przewodach zasilających i ciśnienie użyteczne. Punkt przecięcia tych krzywych odpowiada eksploatacyjnej wartości natężenia cyrkulacji. Na straty hydrauliczne w części wlotowej składają się straty w przestrzeni pierścieniowej oraz straty na odcinkach wlotowych rur.

Obszar pierścieniowy

F k \u003d 0,785 ∙ [(D 2 2 -D 1 2) -d 2 op ∙ n op ] \u003d 0,785 [(2,85 2 - 2,05 2) - 0,066 2 ∙ 22] \u003d 3,002 m 2;

Równoważna średnica

D equiv \u003d 4 ∙ F do / (D 1 + D 2 + n d op ) π \u003d 4 * 3,002 / (2,05 + 2,85 + 22 ∙ 0,066) 3,14 \u003d 0,602 m;

Prędkość wody w kanale pierścieniowym

W k \u003d W 0 ∙ (0,785 d 2 vn ∙ Z / F k ) \u003d 0,5 ∙ (0,785 0,027 2 ∙1764/3.002) = 0,2598 m/s;

gdzie wewnętrzna średnica rur sekcji grzewczej

D vn \u003d d n - 2∙δ = 32 - 2∙2,5 = 27 mm = 0,027 m;

Ilość rur sekcji grzewczej Z = 1764 szt.

Obliczenia przeprowadza się w formie tabelarycznej, tabela 1

Obliczanie cyrkulacji. Tabela 1.

p/p	Nazwa, wzór definicji, jednostka miary.	Prędkość, W 0 , m/s
	Prędkość wody w kanale pierścieniowym: W do \u003d W 0 * ((0,785 * d int 2 z) / F do), m / s	0,2598	0,3638	0,4677
	Numer Reynoldsa: Re \u003d W do ∙D eq / ν	770578,44	1078809,8	1387041,2
	Współczynnik tarcia w kanale pierścieniowym λ tr \u003d 0,3164 / Re 0,25	0,0106790	0,0098174	0,0092196
	Strata ciśnienia podczas ruchu w kanale pierścieniowym, Pa: ΔР do \u003d λ tr * (L 2 / D eq ) * (ρ΄W do 2 / 2) ;	1,29	2,33	3,62
	Strata ciśnienia na wlocie z kanału pierścieniowego, Pa; Р in \u003d (ξ in + ξ out) * ((ρ "∙ W do 2) / 2), Gdzie ξ in = 0,5; ξ out = 1,0.	46,32	90,80	150,09
	Strata ciśnienia na wlocie do rur sekcji grzewczej, Pa; Р in.tr .=ξ in.tr .*(ρ"∙W do 2 )/2, Gdzie ξ input.tr .=0,5	15,44	30,27	50,03
	Strata ciśnienia podczas ruchu wody na odcinku prostym, Pa; Р tr \u003d λ gr * (ℓ ale / d int ) * (ρ΄W do 2 / 2), gdzie ℓ ale -wysokość dolnego obszaru nieogrzewanego, m. ℓ ale = ℓ + (L 2 -L 1 )/2=0,25 +(3,65-3,59)/2=0,28 m,ℓ \u003d 0,25 - poziom kondensatu	3,48	6,27	9,74
	Straty w rurze spustowej, Pa; ΔР op = ΔР w + ΔР do	47,62	93,13	153,71
	Straty w obszarze nieogrzewanym, Pa; Р ale =ΔР wtr .+ΔР tr .	18,92	36,54	59,77
	Przepływ ciepła, kW/m 2 ; G ext \u003d kΔt \u003d 1,08 ∙ 10 \u003d 10,8	22,4	22,4	22,4
	Całkowita ilość ciepła dostarczonego w przestrzeni pierścieniowej, kW; Q k \u003d πD 1 L 1 kΔt=3,14∙2,5∙3,59∙2,75∙10= 691,8	330,88	330,88	330,88
	Zwiększenie entalpii wody w kanale pierścieniowym, KJ/kg; h do \u003d Q do / (0,785∙d int 2 Z∙W∙ρ")	0,8922	0,6373	0,4957
	Wysokość sekcji ekonomizera, m;ℓ ek \u003d ((-Δh do - - (ΔР op + ΔР ale) ∙ (dh / dр) + gρ "∙ (L 1 - ℓ ale ) ∙ (dh / dр)) / ((4g ext / ρ "∙W∙d ext )+g∙ρ"∙(dh/dр)), gdzie (dh/dр)= \u003d Δh / Δp \u003d 1500 / (0,412 * 10 5) \u003d 0,36	1,454	2,029	2,596
	Straty w sekcji ekonomizera, Pa; Р ek \u003d λ ∙ ℓ ek ∙ (ρ "∙ W 2) / 2	1,7758	4,4640	8,8683
15 15	Całkowity opór w przewodach zasilających, Pa; Р subv \u003d ΔР op + ΔР ale + ΔР ek	68,32	134,13	222,35
	Ilość pary w jednej rurze, kg/s D „1 \u003d Q / z r	0,00137	0,00137	0,00137
	Zmniejszona prędkość na wylocie rur, m/s, W" ok \u003d D „1 / (0.785∙ρ”∙d int 2) \u003d 0,0043 / (0,785∙1,0∙0,033 2 ) \u003d 1,677 m / s;	0,83	0,83	0,83
	Średnia zmniejszona prędkość, W˝ pr \u003d W˝ ok / 2 \u003d \u003d 1,677 / 2 \u003d 0,838 m / s	0,42	0,42	0,42
	Zawartość pary zużywalnej, β ok \u003d W˝ pr / (W˝ pr + W)	0,454	0,373	0,316
	Szybkość wznoszenia pojedynczego pęcherzyka w stacjonarnej cieczy, m/s W brzuch \u003d 1,5 4 √gG (ρ΄-ρ˝/(ρ΄)) 2	0,2375	0,2375	0,2375
	czynnik interakcji Ψ vz \u003d 1,4 (ρ΄ / ρ˝) 0,2 (1- (ρ˝ / ρ΄)) 5	4,366	4,366	4,366
	Grupowa prędkość wznoszenia się pęcherzyków, m/s W* =W brzuch Ψ powietrze	1,037	1,037	1,037
	Szybkość mieszania, m/s W patrz p \u003d W pr ”+ W	0,92	1,12	1,32
	Objętościowa zawartość pary φ ok \u003d β ok / (1 + W * / W patrz p )	0,213	0,193	0,177
	Głowica napędowa, Pa dv =g(ρ-ρ˝)φ ok L pary, gdzie L pary =L 1 -ℓ ale -ℓ ek =3,59-0,28-ℓ ek ;	1049,8	40,7	934,5
	Strata tarcia w przewodzie parowym ΔР par.tr = \u003d λ tr ((L par / d int) (ρ΄W 2 /2))	20,45	1,57	61,27
	Strata na wylocie rury ΔР out =ξ out (ρ΄W 2 /2)[(1+(W pr ˝/W)(1-(ρ˝/ρ΄)]	342,38	543,37	780,96
	Utrata przyspieszenia przepływu ΔР usk \u003d (ρ΄W) 2 (y 2 -y 1), gdzie r 1 =1/ρ΄=1/941,2=0,00106 przy x=0; φ=0 2 =((x 2 k /(ρ˝φ k ))+((1-x k ) 2 /(ρ΄(1-φ k )	23 , 8 51 0,00106 0,001 51	38 , 36 0,00106 0,001 44	5 4,0 6 0,00106 0,001 39
	W cm \u003d W˝ ok + W β k \u003d W˝ ok / (1+(W˝ ok / W cm )) φ k \u003d β k / (1+ (W˝ ok / W cm )) x k \u003d (ρ˝W˝ ok ) / (ρ΄W)	1 , 33 0, 62 0, 28 0 0,000 6 8	1 , 53 0, 54 0, 242 0,0005 92	1 , 7 3 0,4 8 0,2 13 0,000 523
	Przydatne ciśnienie, Pa; Р podłoga \u003d ΔP dv -ΔP tr -ΔP vy -ΔP usk	663 ,4	620 , 8	1708 , 2

Zależność jest budowana:

ΔP sub .=f(W) i ΔP podłoga .=f(W) , rys. 3 i znajdź W p = 0,58 m/s;

Numer Reynoldsa:

Re \u003d (W p d int) / ν \u003d (0, 5 8 ∙ 0,027) / (0, 20 3 ∙ 10 -6) \u003d 7 7 1 4 2, 9;

Numer Nusselta:

N i \u003d 0,023 ∙ Re 0,8 ∙ Pr 0,37 \u003d 0,023 ∙ 77142,9 0,8 ∙ 1,17 0,37 \u003d 2 3 02, 1;

gdzie liczba Pr = 1,17;

Współczynnik przenikania ciepła od ściany do wrzącej wody

α 2 \u003d Nuλ / d ext = (2302,1∙0,684)/0,027 = 239257,2 W/m 2∙˚С

Współczynnik przenikania ciepła ze ściany do wrzącej wody z uwzględnieniem warstewki tlenkowej

α΄ 2 \u003d 1 / (1 / α 2) + 0,000065 \u003d 1 / (1 / 239257,2) + 0,000065 \u003d 1 983 W / m 2 ∙˚С;

Współczynnik przenikania ciepła

K=1/(1/α 1 )+(d ext /2λ st )*ℓn*(d n /d ext )+(1/α΄ 2 )*(d ext /d n ) =

1/(1/ 1983 )+(0,027/2∙60)∙ℓn(0,032/0,027)+(1/1320)∙(0,027/0,032)=

17 41 W/m² 2 С;

gdzie dla art.20 mamy λst= 60 W/m²oZ.

Odchylenie od wcześniej przyjętej wartości

δ = (k-k0 )/k0 ∙100%=[(1 741 – 1603 )/1 741 ]*100 % = 7 , 9 % < 10%;

Literatura

1. Ryżkin V.Ya. Elektrownie cieplne. M. 1987.

2. Kutepow rano i inne Hydrodynamika i wymiana ciepła podczas waporyzacji. M. 1987.

3. Ogai V.D. realizacja procesu technologicznego w elektrociepłowniach. Wytyczne do realizacji kursu pracy. Ałmaty. 2008.

Izma	Arkusz	Dokum№	Znak	data	KR-5V071700 PZ	Arkusz
Spełniony		Poletajew P.
Kierownik

Przy obliczaniu projektowanego parownika określa się jego powierzchnię wymiany ciepła oraz objętość krążącej solanki lub wody.

Powierzchnię wymiany ciepła parownika określa wzór:

gdzie F jest powierzchnią wymiany ciepła parownika, m2;

Q 0 - wydajność chłodnicza maszyny, W;

Dt m - dla parowników płaszczowo-rurowych jest to średnia logarytmiczna różnica między temperaturą czynnika a temperaturą wrzenia czynnika, a dla parowników panelowych różnica arytmetyczna między temperaturą solanki wychodzącej a temperaturą wrzenia czynnika chłodniczego, 0 С;

to gęstość strumienia ciepła, W/m2.

Do przybliżonych obliczeń parowników stosuje się wartości współczynników przenikania ciepła uzyskane empirycznie w W/(m2×K):

dla wyparek amoniaku:

płaszcz i rura 450 – 550

panel 550 – 650

do wyparek freonowych płaszczowo-rurowych z lamelami tocznymi 250 - 350.

Średnią logarytmiczną różnicę między temperaturami czynnika chłodniczego a temperaturą wrzenia czynnika chłodniczego w parowniku oblicza się według wzoru:

(5.2)

gdzie t P1 i t P2 to temperatury chłodziwa na wlocie i wylocie parownika, 0 С;

t 0 - temperatura wrzenia czynnika chłodniczego, 0 C.

W przypadku parowników panelowych, ze względu na dużą objętość zbiornika i intensywny obieg czynnika chłodniczego, jego średnią temperaturę można przyjąć jako równą temperaturze na wylocie ze zbiornika t P2. Dlatego dla tych parowników

Objętość krążącego chłodziwa określa wzór:

(5.3)

gdzie VR jest objętością krążącego chłodziwa, m 3 / s;

с Р jest jednostkową pojemnością cieplną solanki, J/(kg×0 С);

r Р – gęstość solanki, kg/m 3 ;

t Р2 i t Р1 – temperatura chłodziwa, odpowiednio, na wejściu do chłodni i na wyjściu z niej, 0 С;

Q 0 - wydajność chłodnicza maszyny.

Wartości c Р i r Р znajdują się zgodnie z danymi referencyjnymi dla odpowiedniego płynu chłodzącego w zależności od jego temperatury i stężenia.

Temperatura czynnika chłodniczego podczas jego przechodzenia przez parownik spada o 2 - 3 0 С.

Obliczanie parowników do chłodzenia powietrza w lodówkach

W celu rozprowadzenia parowników wchodzących w skład zestawu chillerów należy określić wymaganą powierzchnię wymiany ciepła według wzoru:

gdzie SQ jest całkowitym zyskiem ciepła do komory;

K - współczynnik przenikania ciepła wyposażenia komory, W / (m 2 × K);

Dt to obliczona różnica temperatur między powietrzem w komorze a średnią temperaturą chłodziwa podczas chłodzenia solanki, 0 С.

Współczynnik przenikania ciepła dla akumulatora wynosi 1,5–2,5 W/(m 2 K), dla chłodnic powietrza – 12–14 W/(m 2 K).

Szacowana różnica temperatur dla akumulatorów - 14-16 0 С, dla chłodnic powietrza - 9-11 0 С.

Liczbę urządzeń chłodzących dla każdej komory określa wzór:

gdzie n jest wymaganą liczbą urządzeń chłodzących, szt.;

f jest powierzchnią wymiany ciepła jednego akumulatora lub chłodnicy powietrza (przyjęta na podstawie parametrów technicznych maszyny).

Kondensatory

Istnieją dwa główne typy skraplaczy: chłodzone wodą i chłodzone powietrzem. W agregatach chłodniczych o dużej wydajności stosuje się również skraplacze chłodzone wodą i powietrzem, zwane skraplaczami wyparnymi.

W agregatach chłodniczych do komercyjnych urządzeń chłodniczych najczęściej stosuje się skraplacze chłodzone powietrzem. W porównaniu ze skraplaczem chłodzonym wodą są ekonomiczne w eksploatacji, łatwiejsze w instalacji i obsłudze. Agregaty chłodnicze ze skraplaczami chłodzonymi wodą są bardziej kompaktowe niż te ze skraplaczami chłodzonymi powietrzem. Ponadto wytwarzają mniej hałasu podczas pracy.

Skraplacze chłodzone wodą wyróżniają się charakterem ruchu wody: przepływem i nawadnianiem, a także konstrukcją - płaszczowo-wężownicą, dwururową i płaszczowo-rurową.

Głównym typem są skraplacze poziome płaszczowo-rurowe (rys. 5.3). W zależności od rodzaju czynnika chłodniczego istnieją pewne różnice w konstrukcji skraplaczy amoniaku i freonu. Pod względem wielkości powierzchni wymiany ciepła skraplacze amoniaku obejmują zasięg od około 30 do 1250 m2, a freonowe od 5 do 500 m2. Ponadto produkowane są pionowe skraplacze płaszczowo-rurowe amoniaku o powierzchni wymiany ciepła od 50 do 250 m2.

Skraplacze płaszczowo-rurowe stosowane są w maszynach o średniej i dużej wydajności. Gorące pary czynnika chłodniczego wchodzą rurą 3 (rys. 5.3) do przestrzeni pierścieniowej i kondensują na zewnętrznej powierzchni poziomej wiązki rur.

Woda chłodząca krąży wewnątrz rur pod ciśnieniem pompy. Rury rozszerzono w dna sitowe, zamknięte od zewnątrz pokrywami wodnymi z przegrodami, tworząc kilka poziomych przejść (2-4-6). Woda wpływa rurą 8 od dołu i wychodzi rurą 7. Na tej samej pokrywie wodnej znajduje się zawór 6 do usuwania powietrza z przestrzeni wodnej i zawór 9 do spuszczania wody podczas przeglądu lub naprawy skraplacza.

Rys.5.3 - Poziome skraplacze płaszczowo-rurowe

Na górze aparatu znajduje się zawór bezpieczeństwa 1 łączący pierścieniową przestrzeń skraplacza amoniaku z rurociągiem wyprowadzonym na zewnątrz, ponad kalenicę najwyższego budynku w promieniu 50 m. części aparatu. Od dołu do korpusu przyspawana jest miska olejowa z odgałęzieniem 11 do spuszczania oleju. Poziom ciekłego czynnika w dolnej części obudowy jest kontrolowany przez wskaźnik poziomu 12. Podczas normalnej pracy cały ciekły czynnik powinien spływać do zbiornika.

W górnej części obudowy znajduje się zawór 5 do spuszczania powietrza, a także rura odgałęziona do podłączenia manometru 4.

Pionowe skraplacze płaszczowo-rurowe znajdują zastosowanie w amoniakalnych agregatach chłodniczych o dużej wydajności, są przystosowane do obciążenia cieplnego od 225 do 1150 kW i są instalowane poza maszynownią bez zajmowania jej powierzchni użytkowej.

Ostatnio pojawiły się kondensatory płytowe. Wysoka intensywność wymiany ciepła w skraplaczach płytowych, w porównaniu ze skraplaczami płaszczowo-rurowymi, umożliwia przy tym samym obciążeniu cieplnym zmniejszenie zużycia metalu aparatu o około połowę i zwiększenie jego zwartości o 3-4 czasy.

Powietrze kondensatory stosowane są głównie w maszynach o małej i średniej wydajności. W zależności od charakteru ruchu powietrza dzieli się je na dwa typy:

Z swobodnym ruchem powietrza; takie kondensatory są stosowane w maszynach o bardzo niskiej wydajności (do około 500 W) stosowanych w domowych lodówkach;

Z wymuszonym ruchem powietrza, czyli nadmuchem powierzchni wymiany ciepła za pomocą wentylatorów osiowych. Ten typ skraplacza ma największe zastosowanie w maszynach o małej i średniej pojemności, jednak ze względu na brak wody coraz częściej stosuje się je w maszynach o dużej pojemności.

Skraplacze powietrzne stosowane są w agregatach chłodniczych z dławnicą, sprężarkami bezuszczelkowymi i hermetycznymi. Konstrukcje kondensatorów są takie same. Skraplacz składa się z dwóch lub więcej sekcji połączonych szeregowo z wężownicami lub równolegle z kolektorami. Sekcje to rurki proste lub w kształcie litery U połączone w zwój za pomocą zwojów. Rury - stal, miedź; żebra - stalowe lub aluminiowe.

Skraplacze z wymuszonym obiegiem powietrza są stosowane w komercyjnych agregatach chłodniczych.

Obliczanie kondensatorów

Przy projektowaniu skraplacza obliczenia sprowadzają się do określenia jego powierzchni wymiany ciepła oraz (jeśli jest chłodzony wodą) ilości zużytej wody. Przede wszystkim obliczane jest rzeczywiste obciążenie cieplne kondensatora.

gdzie Q k jest rzeczywistym obciążeniem cieplnym kondensatora, W;

Q 0 - wydajność chłodnicza sprężarki, W;

N i - wskaźnik mocy sprężarki, W;

N e jest efektywną mocą sprężarki, W;

h m - sprawność mechaniczna sprężarki.

W jednostkach ze sprężarkami hermetycznymi lub bezdławnicowymi obciążenie cieplne skraplacza należy wyznaczyć ze wzoru:

(5.7)

gdzie N e jest mocą elektryczną na zaciskach silnika sprężarki, W;

h e - sprawność silnika elektrycznego.

Powierzchnię wymiany ciepła skraplacza określa wzór:

(5.8)

gdzie F jest powierzchnią wymiany ciepła, m 2;

k - współczynnik przenikania ciepła skraplacza, W / (m 2 × K);

Dt m jest średnią logarytmiczną różnicą między temperaturami kondensacji czynnika chłodniczego i wody chłodzącej lub powietrza, 0 С;

q F jest gęstością strumienia ciepła, W/m2.

Średnią różnicę logarytmiczną określa wzór:

(5.9)

gdzie t in1 jest temperaturą wody lub powietrza na wlocie do skraplacza, 0 С;

t v2 - temperatura wody lub powietrza na wylocie skraplacza, 0 С;

t k - temperatura kondensacji agregatu chłodniczego, 0 С.

Współczynniki przenikania ciepła różnych typów kondensatorów podano w tabeli. 5.1.

Tabela 5.1 - Współczynniki przenikania ciepła kondensatorów

Nawadnianie amoniakiem

Odparowuje dla amoniaku

Chłodzony powietrzem (z wymuszonym obiegiem powietrza) do czynników chłodniczych

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

Wartości do zdefiniowany dla użebrowanej powierzchni.

Tam, gdzie parownik jest przeznaczony do chłodzenia cieczy, a nie powietrza.

Parownik w chillerze może być kilku typów:

• płytkowy
• rura - zatapialna
• płaszczowo-rurowy.

Najczęściej ci, którzy chcą zbierać sam agregat chłodniczy, użyj zatapialnego - skręconego parownika, jako najtańszej i najłatwiejszej opcji, którą możesz wykonać samodzielnie. Pytanie dotyczy głównie prawidłowego wykonania parownika, co do mocy sprężarki, doboru średnicy i długości rury, z której będzie wykonany przyszły wymiennik ciepła.

Aby wybrać rurę i jej ilość, konieczne jest skorzystanie z obliczeń cieplnych, które można łatwo znaleźć w Internecie. Do produkcji chillerów o mocy do 15 kW, ze skręconym parownikiem, najbardziej odpowiednie są następujące średnice rur miedzianych 1/2; 5/8; 3/4. Rury o dużej średnicy (od 7/8) są bardzo trudne do gięcia bez specjalnych maszyn, dlatego nie stosuje się ich do parowników skręconych. Najbardziej optymalna pod względem łatwości obsługi i mocy na 1 metr długości jest rura 5/8. W żadnym wypadku nie należy zezwalać na przybliżone obliczenie długości rury. W przypadku nieprawidłowego wykonania parownika agregatu chłodniczego, nie będzie możliwe osiągnięcie ani pożądanego przegrzania, ani pożądanego dochłodzenia, ani ciśnienia wrzenia freonu, w wyniku czego chiller nie będzie działał wydajnie lub nie będzie chłodził w ogóle.

Jeszcze jeden niuans, ponieważ chłodzonym medium jest woda (najczęściej), temperatura wrzenia, gdy (przy użyciu wody) nie powinna być niższa niż -9C, z deltą nie większą niż 10K między temperaturą wrzenia freonu a temperaturą temperatura schłodzonej wody. W związku z tym wyłącznik awaryjny niskiego ciśnienia powinien być również ustawiony na znak awaryjny nie niższy niż ciśnienie zastosowanego freonu, w jego temperaturze wrzenia -9C. W przeciwnym razie, jeśli czujnik sterownika ma błąd i temperatura wody spadnie poniżej +1C, woda zacznie zamarzać na parowniku, co zmniejszy się, a z czasem zmniejszy jego funkcję wymiany ciepła prawie do zera - chłodnica wodna nie będzie działają poprawnie.

Detale

Obliczanie agregatu chłodniczego. Jak obliczyć wydajność chłodniczą lub moc agregatu i prawidłowo go dobrać.

Jak zrobić to dobrze, na czym przede wszystkim polegać, aby wśród wielu ofert wyprodukować produkt wysokiej jakości?

Na tej stronie przedstawimy kilka zaleceń, których słuchanie zbliży się do właściwego postępowania..

Obliczanie wydajności chłodniczej agregatu chłodniczego. Obliczanie mocy agregatu chłodniczego - jego wydajności chłodniczej.

Przede wszystkim według wzoru w którym uczestniczy objętość schłodzonej cieczy; zmiana temperatury cieczy, którą musi zapewnić chłodnica; pojemność cieplna cieczy; i oczywiście czas, przez który ta objętość płynu musi zostać schłodzona - moc chłodnicza jest określana:

Formuła chłodząca, tj. wzór na obliczenie wymaganej mocy chłodniczej:

Q\u003d G * (T1- T2) * C rzh * pzh / 3600

Q– wydajność chłodnicza, kW/h

G- przepływ objętościowy schłodzonej cieczy, m3/godz.

T2- temperatura końcowa chłodzonej cieczy, o С

T1- temperatura początkowa chłodzonej cieczy, o C

C hw- ciepło właściwe chłodzonej cieczy, kJ/(kg*o C)

pz- gęstość schłodzonej cieczy, kg / m 3

* Dla wody C rzh *pzh = 4,2

Ta formuła służy do określenia niezbędny wydajność chłodnicza oraz jest głównym przy wyborze chillera.

• Wzory konwersji wymiarów do obliczenia wydajność chłodnicza agregatu:

1 kW = 860 kcal/godzinę

1 kcal/godzinę = 4,19 kJ

1 kW = 3,4121 kBtu/godzinę

Wybór agregatów chłodniczych

Aby wyprodukować wybór chillera- bardzo ważne jest prawidłowe przygotowanie specyfikacji technicznej do obliczeń chillera, co obejmuje nie tylko parametry samej chłodnicy wody, ale także dane dotyczące jej lokalizacji i stanu jej wspólnej pracy z konsumentem. Na podstawie przeprowadzonych obliczeń możesz - wybrać agregat chłodniczy.

Nie zapomnij, w jakim regionie się znajdujesz. Na przykład obliczenia dla miasta Moskwy będą inne niż obliczenia dla miasta Murmańsk, ponieważ maksymalne temperatury w obu miastach są różne.

PO tabelach parametrów maszyn do schładzania wody dokonujemy pierwszego wyboru chillera i zapoznajemy się z jego charakterystyką. Ponadto mając pod ręką główne cechy wybranej maszyny, takie jak:- wydajność chłodnicza agregatu, pobierana przez niego energia elektryczna, czy zawiera hydromoduł i jego dopływ i ciśnienie cieczy, ilość powietrza przechodzącego przez chłodnicę (która się nagrzewa) w metrach sześciennych na sekundę - można sprawdzić możliwość zamontowania chłodnicy wodnej na dedykowanej stronie. Po tym, jak proponowana chłodnica wody spełni wymagania specyfikacji technicznej i najprawdopodobniej będzie mogła pracować na przygotowanym do tego miejscu, zalecamy skontaktowanie się ze specjalistami, którzy sprawdzą Twój wybór.

Wybór agregatu chłodniczego — cechy, które należy wziąć pod uwagę przy wyborze agregatu chłodniczego.

Podstawowe wymagania dotyczące witrynyprzyszła instalacja chłodnicy wody i schemat jej pracy z konsumentem:

• Jeśli planowane miejsce znajduje się w pomieszczeniu, to czy można w nim zapewnić dużą wymianę powietrza, czy można wnieść do tego pomieszczenia chłodnicę wody, czy będzie można ją w nim podawać?
• Jeżeli w przyszłości lokalizacja schładzacza wody będzie na zewnątrz - czy będzie konieczna eksploatacja zimą, czy można używać płynów niezamarzających, czy da się zabezpieczyć schładzacz przed wpływami zewnętrznymi (antywandal, przed liśćmi). i gałęzie drzew itp.)?
• Jeśli temperatura cieczy, do której musi być chłodno poniżej +6 stopni C lub ona jest powyżej + 15 o C - najczęściej ten zakres temperatur nie jest uwzględniony w tabelach szybkiego doboru. W takim przypadku zalecamy kontakt z naszymi specjalistami.
• Niezbędne jest określenie natężenia przepływu schłodzonej wody oraz wymaganego ciśnienia, jakie musi zapewnić moduł hydroniczny chłodnicy wody - wymagana wartość może różnić się od parametru wybranej maszyny.
• Jeżeli temperatura cieczy musi być obniżona o więcej niż 5 stopni, wówczas schemat bezpośredniego chłodzenia cieczy za pomocą chłodnicy wodnej nie jest stosowany i wymagane jest obliczenie i uzupełnienie dodatkowego wyposażenia.
• Jeżeli chłodnica będzie używana przez całą dobę i przez cały rok, a końcowa temperatura cieczy jest wystarczająco wysoka - jak dobrze byłoby używać agregatu z ?
• W przypadku stosowania wysokich stężeń cieczy niezamarzających wymagane jest dodatkowe obliczenie wydajności parownika chłodnicy wodnej.

Program doboru chillerów

Dla Twojej informacji: podaje tylko przybliżone zrozumienie wymaganego modelu lodówki i zgodność z jego specyfikacjami technicznymi. Następnie musisz sprawdzić obliczenia przez specjalistę. W takim przypadku możesz skupić się na koszcie uzyskanym w wyniku obliczeń. +/- 30% (w obudowy z niskotemperaturowymi modelami chłodnic cieczy - wskazana liczba jest jeszcze wyższa). Optymalny model i koszt zostaną ustalone dopiero po sprawdzeniu przez naszego specjalistę obliczeń i porównaniu cech różnych modeli i producentów.

Wybór agregatów chłodniczych online

Możesz to zrobić kontaktując się z naszym internetowym konsultantem, który szybko i technicznie uzasadni odpowiedź na Twoje pytanie. Konsultant może również wykonać na podstawie skróconych parametrów specyfikacji istotnych warunków zamówienia obliczanie agregatów chłodniczych online i podaj w przybliżeniu odpowiedni model pod względem parametrów.

Obliczenia dokonywane przez niespecjalistę często prowadzą do tego, że wybrana chłodnica wody nie w pełni odpowiada oczekiwanym rezultatom.

Firma Peter Kholod specjalizuje się w zintegrowanych rozwiązaniach dostarczania przedsiębiorstwom przemysłowym urządzeń w pełni spełniających wymagania SIWZ na dostawę wodnego systemu chłodzenia. Zbieramy informacje do wypełnienia specyfikacji istotnych warunków zamówienia, obliczamy wydajność chłodniczą chillera, ustalamy optymalnie odpowiednią chłodnicę wodną, ​​sprawdzamy z wystawieniem zaleceń dotyczących jej montażu w wyznaczonym miejscu, obliczamy i kompletujemy wszystkie dodatkowe elementy do eksploatacji maszyna w układzie z odbiorcą (obliczenie zbiornika akumulacyjnego, modułu hydraulicznego, w razie potrzeby dodatkowych wymienników ciepła, rurociągów oraz zaworów odcinających i sterujących).

Posiadając wieloletnie doświadczenie w obliczeniach i późniejszej realizacji systemów chłodzenia wodnego w różnych przedsiębiorstwach, posiadamy wiedzę pozwalającą na rozwiązywanie wszelkich standardowych i dalekich od standardowych zadań związanych z licznymi cechami instalacji chłodnic cieczy w przedsiębiorstwie, łącząc je z liniami produkcyjnymi, ustawienie określonych parametrów pracy sprzętu.

Najbardziej optymalny i dokładny i odpowiednio ustalenie modelu chłodnicy wodnej można wykonać bardzo szybko dzwoniąc lub wysyłając zgłoszenie do inżyniera naszej firmy.

Dodatkowe wzory do obliczania agregatu chłodniczego i określania schematu podłączenia go do odbiorcy zimnej wody (obliczanie mocy agregatu)

• Wzór na obliczenie temperatury przy mieszaniu 2 płynów (wzór na mieszanie płynów):

Mieszanka T= (M1*S1*T1+M2*S2*T2) / (S1*M1+S2*M2)

Mieszanka T– temperatura zmieszanej cieczy, o С

M1– masa pierwszej cieczy, kg

C1- ciepło właściwe pierwszej cieczy, kJ/(kg*o C)

T1- temperatura pierwszej cieczy, o C

M2– masa drugiej cieczy, kg

C2- ciepło właściwe drugiej cieczy, kJ/(kg*o C)

T2- temperatura drugiej cieczy, o C

Wzór ten stosuje się, gdy w układzie chłodzenia używany jest zbiornik magazynowy, obciążenie nie jest stałe w czasie i temperaturze (najczęściej przy obliczaniu wymaganej wydajności chłodniczej autoklawu i reaktorów)

Wydajność chłodnicza agregatu.

Moskwa..... Woroneż..... Biełgorod..... Niżniewartowsk..... Noworosyjsk..... Jekaterynburg..... w Rostowie nad Donem..... Smoleńsk..... Kirow..... Chanty-Mansyjsk..... Rostów nad Donem..... Penza..... Włodzimierz..... Karakuł..... Briańsk..... Kazań..... Skrzydlak..... Nabierieżnyje Czełny..... Riazań..... Niżny Tagił...... Krasnodar..... Togliatti..... Czeboksary..... Wołżski..... Obwód niżnonowogrodzki..... Niżny Nowogród..... Rostów nad Donem..... Saratów..... Surgut..... Krasnodarski region..... w Rostowie nad Donem..... Orenburg..... Kaługa..... Uljanowsk..... Tomsk..... Wołgograd..... Twer..... Republika Mari El..... Tiumeń..... Omsk..... Ufa..... Soczi..... Jarosław ..... Orzeł..... Obwód nowogrodzki.....

Zadanie 1

Strumień gorącego produktu opuszczający reaktor musi zostać schłodzony od temperatury początkowej t 1n = 95°C do temperatury końcowej t 1k = 50°C, w tym celu przesyłany jest do lodówki, gdzie dostarczana jest woda o temperaturze początkowej t 2n = 20°C. Wymagane jest obliczenie ∆tcf w warunkach współprądu i przeciwprądu w lodówce.

Rozwiązanie: 1) Temperatura końcowa wody chłodzącej t 2k w warunkach współprądowego ruchu nośników ciepła nie może przekroczyć wartości temperatury końcowej gorącego chłodziwa (t 1k = 50°C), dlatego przyjmujemy wartość t2k = 40°C.

Oblicz średnie temperatury na wlocie i wylocie lodówki:

∆t n cf = 95 - 20 = 75;

∆t do cf = 50 - 40 = 10

∆tav = 75 - 10 / ln(75/10) = 32,3 °C

2) Temperatura końcowa wody w przepływie przeciwprądowym będzie taka sama jak w przepływie bezpośrednim nośników ciepła t 2k = 40°C.

∆t n cf = 95 - 40 = 55;

∆t do cf = 50 - 20 = 30

∆tav = 55 - 30 / ln(55/30) = 41,3°C

Zadanie 2.

Korzystając z warunków zadania 1, określ wymaganą powierzchnię wymiany ciepła (F) i natężenie przepływu wody chłodzącej (G). Zużycie gorącego produktu G = 15000 kg/h, jego pojemność cieplna C = 3430 J/kg st. (0,8 kcal kg st.). Woda chłodząca ma następujące wartości: pojemność cieplna c = 4080 J/kg deg (1 kcal kg deg), współczynnik przenikania ciepła k = 290 W/m2 deg (250 kcal/m2*deg).

Rozwiązanie: Korzystając z równania bilansu cieplnego, otrzymujemy wyrażenie do określenia strumienia ciepła podczas podgrzewania zimnego chłodziwa:

Q \u003d Q gt \u003d Q xt

skąd: Q \u003d Q gt \u003d GC (t 1n - t 1k) \u003d (15000/3600) 3430 (95 - 50) \u003d 643125 W

Przyjmując t 2k \u003d 40 ° C, znajdujemy natężenie przepływu zimnego chłodziwa:

G \u003d Q / c (t 2k - t 2n) \u003d 643125 / 4080 (40 - 20) \u003d 7,9 kg / s \u003d 28 500 kg / h

Wymagana powierzchnia wymiany ciepła

dla przepływu do przodu:

F \u003d Q / k ∆t cf \u003d 643125 / 290 32,3 \u003d 69 m 2

z przeciwprądem:

F \u003d Q / k ∆t cf \u003d 643125 / 290 41,3 \u003d 54 m 2

Zadanie 3

Podczas produkcji gaz jest transportowany rurociągiem stalowym o średnicy zewnętrznej d 2 \u003d 1500 mm, grubości ścianki δ 2 \u003d 15 mm, przewodności cieplnej λ 2 \u003d 55 W / m·deg. Wewnątrz rurociąg wyłożony jest cegłą szamotową o grubości δ 1 = 85 mm, przewodności cieplnej λ 1 = 0,91 W/m·deg. Współczynnik przenikania ciepła z gazu do ściany α1 = 12,7 W/m2·deg, od zewnętrznej powierzchni ściany do powietrza α2 = 17,3 W/m2·deg. Wymagane jest znalezienie współczynnika przenikania ciepła z gazu do powietrza.

Rozwiązanie: 1) Określ wewnętrzną średnicę rurociągu:

d 1 \u003d d 2 - 2 (δ 2 + δ 1) \u003d 1500 - 2 (15 + 85) \u003d 1300 mm \u003d 1,3 m

średnia średnica okładziny:

d 1 cf \u003d 1300 + 85 \u003d 1385 mm \u003d 1,385 m

średnia średnica ścianki rury:

d 2 cf \u003d 1500-15 \u003d 1485 mm \u003d 1,485 m

Oblicz współczynnik przenikania ciepła ze wzoru:

k = [(1/α 1) (1/d 1) + (δ 1 /λ 1) (1/d 1 sr)+(δ 2 /λ 2) (1/d 2 sr)+( 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 \u003d 5,4 W/m2 stopnie

Zadanie 4

W jednociągowym płaszczowo-rurowym wymienniku ciepła metanol jest podgrzewany wodą od temperatury początkowej od 20 do 45°C. Przepływ wody jest chłodzony od 100 do 45 °C. Wiązka rur wymiennika ciepła zawiera 111 rurek, średnica jednej rury wynosi 25x2,5 mm. Szybkość przepływu alkoholu metylowego przez rurki wynosi 0,8 m/s (w). Współczynnik przenikania ciepła wynosi 400 W/m 2 deg. Określ całkowitą długość wiązki rur.

Zdefiniujmy średnią różnicę temperatur nośników ciepła jako średnią logarytmiczną.

∆t n cf = 95 - 45 = 50;

∆t do cf = 45 - 20 = 25

tav = 45 + 20 / 2 = 32,5°C

Określmy masowe natężenie przepływu alkoholu metylowego.

G cn \u003d n 0,785 d int 2 w cn ρ cn \u003d 111 0,785 0,02 2 0,8 \u003d 21,8

ρ cn \u003d 785 kg / m 3 - gęstość alkoholu metylowego w 32,5° C została znaleziona w literaturze referencyjnej.

Następnie określamy strumień ciepła.

Q \u003d G cn ​​​​c cn (t c cn - t n cn) \u003d 21,8 2520 (45 - 20) \u003d 1,373 10 6 W

c cn \u003d 2520 kg / m 3 - pojemność cieplna alkoholu metylowego w 32,5° C została znaleziona w literaturze referencyjnej.

Określmy wymaganą powierzchnię wymiany ciepła.

F \u003d Q / K∆t cf \u003d 1,373 10 6 / (400 37,5) \u003d 91,7 m 3

Obliczmy całkowitą długość wiązki rur ze średniej średnicy rur.

L \u003d F / nπd cf \u003d 91,7 / 111 3,14 0,0225 \u003d 11,7 m.

Zadanie 5

Płytowy wymiennik ciepła służy do ogrzewania strumienia 10% roztworu NaOH z 40°C do 75°C. Zużycie wodorotlenku sodu wynosi 19000 kg/h. Czynnikiem grzewczym jest kondensat pary wodnej, jego zużycie wynosi 16000 kg/h, temperatura początkowa 95°C. Przyjmij współczynnik przenikania ciepła równy 1400 W/m 2 st. Konieczne jest obliczenie głównych parametrów płytowego wymiennika ciepła.

Rozwiązanie: Znajdź ilość przeniesionego ciepła.

Q \u003d G p z p (t k p - t n p) \u003d 19000/3600 3860 (75 - 40) \u003d 713 028 W

Z równania bilansu cieplnego określamy ostateczną temperaturę kondensatu.

t do x \u003d (Q 3600 / G do c do) - 95 \u003d (713028 3600) / (16000 4190) - 95 \u003d 56,7 ° C

с р,к - pojemność cieplna roztworu i kondensatu znaleziona z materiałów odniesienia.

Wyznaczanie średnich temperatur nośników ciepła.

∆t n cf = 95 - 75 = 20;

∆t do cf = 56,7 - 40 = 16,7

∆tav = 20 + 16,7 / 2 = 18,4°C

Wyznaczamy przekrój kanałów, do obliczeń przyjmujemy prędkość masową kondensatu W c = 1500 kg/m 2 ·sek.

S \u003d G / W \u003d 16000/3600 1500 \u003d 0,003 m 2

Przyjmując szerokość kanału b = 6 mm, znajdujemy szerokość spirali.

B = S/b = 0,003/ 0,006 = 0,5 m

Dopracujmy sekcję kanału

S \u003d B b \u003d 0,58 0,006 \u003d 0,0035 m 2

i masowe natężenie przepływu

W p \u003d G p / S \u003d 19000 / 3600 0,0035 \u003d 1508 kg / m 3 s

W do \u003d G do / S \u003d 16000/3600 0,0035 \u003d 1270 kg / m 3 s

Wyznaczenie powierzchni wymiany ciepła spiralnego wymiennika ciepła odbywa się w następujący sposób.

F \u003d Q / K∆t cf \u003d 713028 / (1400 18,4) \u003d 27,7 m 2

Określ długość roboczą spirali

L \u003d F / 2B \u003d 27,7 / (2 0,58) \u003d 23,8 m

t = b + δ = 6 + 5 = 11 mm

Aby obliczyć liczbę zwojów każdej spirali, należy przyjąć początkową średnicę spirali na podstawie zaleceń d = 200 mm.

N \u003d (√ (2L / πt) + x 2) - x \u003d (√ (2 23,8 / 3,14 0,011) + 8,6 2) - 8,6 \u003d 29,5

gdzie x \u003d 0,5 (d / t - 1) \u003d 0,5 (200/11 - 1) \u003d 8,6

Zewnętrzną średnicę spirali określa się w następujący sposób.

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

Zadanie 6

Wyznacz opór hydrauliczny nośników ciepła powstałych w czterociągowym płytowym wymienniku ciepła o długości kanału 0,9 mi ekwiwalentnej średnicy 7,5 10 -3 przy chłodzeniu wodą alkoholu butylowego. Alkohol butylowy ma następujące cechy: zużycie G = 2,5 kg/s, prędkość W = 0,240 m/s i gęstość ρ = 776 kg/m 3 (kryterium Reynoldsa Re = 1573 > 50). Woda chłodząca ma następujące cechy: natężenie przepływu G = 5 kg/s, prędkość W = 0,175 m/s i gęstość ρ = 995 kg/m 3 (kryterium Reynoldsa Re = 3101 > 50).

Rozwiązanie: Określmy współczynnik lokalnego oporu hydraulicznego.

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

ζ w \u003d 15 / Re 0,25 \u003d 15/3101 0,25 \u003d 2,01

Określmy prędkość przepływu alkoholu i wody w kształtkach (przyjmujemy d szt = 0,3m)

W szt \u003d G bs / ρ bs 0,785d szt 2 \u003d 2,5 / 776 0,785 0,3 2 \u003d 0,05 m / s mniej niż 2 m / s można zatem zignorować.

W szt \u003d G w / ρ w 0,785d szt 2 \u003d 5/995 0,785 0,3 2 \u003d 0,07 m / s mniej niż 2 m / s można zatem zignorować.

Określmy wartość oporu hydraulicznego dla alkoholu butylowego i wody chłodzącej.

∆Р bs = xζ ( ja/d) (ρ bs w 2 /2) \u003d (4 2,38 0,9 / 0,0075) (776 0,240 2 / 2) \u003d 25532 Pa

∆Р w = xζ ( ja/d) (ρ w w 2 /2) \u003d (4 2,01 0,9 / 0,0075) (995 0,175 2 / 2) \u003d 14699 Pa.