Методика расчета оптимальных геометрических характеристик испарителей

Профессионально спроектированное холодильное оборудование с оптимальными габаритами отличается сниженной металлоемкостью и, соотвественно, более высокой конкурентноспособностью в условиях рыночной экономики.

В статье предложена и детально описана методика расчета оптимальных геометрических характеристик (таких как длина трубок z и их диаметр d) теплообменных аппаратов на примере испарителя холодильной машины. 

Целью расчета является определение таких массовых скоростей холодильного агента ρ·w, которые обеспечивали бы максимальные тепловые потоки q. Соответствующие геометрические характеристики считаются оптимальными.

Для того, чтобы параметры состояния холодильного агента в точках цикла, характеризующих работу компрессора и конденсатора, оставались постоянными, температуру кипения хладагента на выходе из испарителя t₀₂ принимали постоянной, т.е. считали, что удельные холодопроизводительность компрессора и тепловая нагрузка конденсатора не зависят от массовой скорости холодильного агента ρ·w. С учетом этого допущения повышение массовой скорости ρ·w сказывается на коэффициенте теплопередачи k и температурном напоре Θ, определяющими тепловой поток q, обратным образом: если с увеличением ρ·w коэффициенты теплоотдачи при кипении α_a и теплопередачи k возрастают, то рост гидравлического сопротивления ∆P, наоборот, приводит к падению температуры кипения Δt₀ и, как следствие, Θ. Характер изменения температур сред, принимающих участие в теплообмене, приведен на рис. 1.

Рис. 1. Изменение температуры кипения t₀ и охлаждаемой среды t_w вдоль длины L трубы при разных массовых скоростях двухфазного потока ρ_а·w_a

_{Полная версия статьи:} http://holod-proekt.com/2011/10/metodika-rascheta-optimalnyh-geometricheskih-harakteristik-ispariteley/

Способы отвода теплоты к окружающей среде

Теплота конденсации хладагента холодильной установки (также как и теплота абсорбции в абсорбционной установке) должна быть передана окружающей среде. В качестве теплоотводящей среды могут быть выбраны вода или атмосферный воздух – самые доступные теплоприемники. Ранее считалось более целесообразным охлаждать конденсаторы промышленных холодильных установок, а также абсорберы абсорбционных установок водой, так как из-за более интенсивной (примерно в 1000 раз по сравнению с воздухом) теплоотдачи к воде и более значительной (почти в 3000 раз) объемной теплоемкости воды обеспечиваются компактность теплообменных аппаратов и относительно низкая их металлоемкость. Кроме того, температура воды в летнее время, как правило, ниже температуры воздуха в данной местности, и поэтому холодильная установка, имеющая конденсатор с водяным охлаждением, работает летом при более низкой температуре конденсации хладагента. Конденсаторы с воздушным охлаждением обычно применяли только в малых торговых и транспортных холодильных установках, то есть там, где по ряду причин применение воды исключалось.

При использовании воды в качестве теплоотводящей среды возможны два вида водоснабжения: проточное (разомкнутая система подачи воды) и оборотное (замкнутая система подачи воды). В разомкнутой системе (рис. 1) вода, взятая из источника водоснабжения 1 при температуре t_w1 насосом 2, используется однократно для отвода теплоты в конденсаторе и затем сбрасывается, будучи нагретой до температуры t_w2. Система проточного водоснабжения может быть применена, прежде всего, благодаря своей простоте, однако ее использование не всегда экономически оправдано, а часто и невозможно из-за вероятности загрязнения окружающей среды.

Рис. 1. Схема проточного водоснабжения: 1 - открытый водоем; 2 - насос; 3 – конденсатор.

Целесообразность использования той или иной системы водоснабжения в большой степени зависит от источника водоснабжения, количества и качества воды в нем. Иногда для водоснабжения холодильных установок воду берут из различных естественных водоемов: рек, озер, морей. Если предприятие находится вблизи таких источников, то стоимость воды оказывается низкой и ее повторное использование нецелесообразно. В некоторых случаях вода естественных водоемов может содержать большое количество растворенных солей, что приводит к образованию отложений на теплопередающей поверхности и коррозии аппаратов, охлаждаемых такой водой. В других случаях вода оказывается сильно загрязненной, что требует ее предварительной обработки или частой очистки аппаратов и, следовательно, усложняет эксплуатацию установки. Часто приходится, например, при водоснабжении химических предприятий, отказываться от разомкнутой системы с забором воды из реки, так как в теплообменных аппаратах вода может загрязняться рабочими веществами при их утечке, а санитарные требования запрещают возвращать загрязненную воду в реку.

Другим целесообразным источником водоснабжения для холодильных установок вследствие низкой температуры воды (t_w1 = 9…12 °C) являются артезианские скважины (колодцы). Но артезианская вода часто жесткая, химически агрессивная, что также приводит к образованию отложений и коррозии. В крупных населенных пунктах холодильные установки нередко снабжаются из городской водопроводной сети. Применение в таких случаях проточного водоснабжения приводит к значительным расходам. Из-за сравнительно высокой стоимости водопроводной воды иногда получается, что за воду приходится платить существенно больше, чем за электроэнергию на привод холодильного оборудования (в частности, компрессора). В некоторых случаях недостаточное поступление воды из источника (недостаточный дебит), не обеспечивающее нужд холодильной установки, лишает возможности применять проточное водоснабжение даже при хорошем качестве воды и низкой ее стоимости.

В замкнутой системе (рис. 2) вода используется многократно, так как циркулирует по замкнутому контуру и перед очередным использованием охлаждается в атмосферном охладителе 1, отдавая окружающему воздуху теплоту Q_к, полученную в конденсаторе 2 (или других аппаратах). Таким образом, в замкнутой системе вода, циркулирующая при помощи насоса 3, является промежуточным теплоносителем между хладагентом, от которого отводится теплота в аппарате, и наружным воздухом.

Рис. 2. Схема оборотного водоснабжения: 1 - атмосферный охладитель; 2 - конденсатор; 3 - насос; 4 - вентилятор; 5 – бак.

В таких охладителях вода непосредственно контактирует с окружающим воздухом и охлаждается благодаря передаче теплоты воздуху при одновременном действии конвективного теплообмена и поверхностного испарения воды в воздух. Потери воды за счет испарения (до 4 % от общего количества циркулирующей воды) компенсируются добавкой из внешнего источника. Роль лучистого теплообмена в общем количестве переданной теплоты сравнительно невелика, и поэтому влиянием этого процесса обычно пренебрегают. Однако в некоторых конструкциях охладителей лучистый теплообмен может оказывать и нежелательное действие, когда открытая поверхность воды подвергается нагреванию солнечными лучами. Таким образом, охлаждение воды происходит путем совместного действия теплообмена и массообмена при соприкосновении воды с влажным атмосферным воздухом.

Оборотное водоснабжение используют при следующих условиях:

1) высокая стоимость воды;

2) загрязненность воды в источнике водоснабжения;

3) загрязнение воды в теплообменных аппаратах установки;

4) недостаточный дебит источника водоснабжения;

5) высокая жесткость воды.

Обычно температура воды t_w1, поступающей в конденсатор после охлаждения в атмосферном охладителе, несколько выше температуры воды, забираемой из естественных источников в данной местности, в связи с чем и расчетное давление конденсации, принимаемое при проектировании установки, также должно быть выше, что повышает энергетические затраты на производство холода.

Статья полностью: Способы отвода теплоты к окружающей среде

Физические свойства влажного газа

Физические свойства влажного газа характеризуются пара­метрами его состояния, которыми являются: температура t (по сухому термометру), влагосодержание d, абсолютная γ_п и отно­сительная φ влажность, плотность γ, температура t_м по мокрому (влажному) термометру, температура t_рос точки росы, степень насыщения ψ, парциальное давление p_п водяного пара, энталь­пия I. Для определения всех величин, характеризующих состояние влажного газа, как правило, достаточно знать хотя бы два параметра.

Термодинамические свойства сухого газа и пара различны, поэтому свойства влажного газа зависят от его количественного состава.

Влажный газ можно рассматривать как смесь идеальных газов, каждый компонент которой занимает весь объем V смеси, имеет температуру T смеси и находится под своим парциальным давле­нием p_i. Согласно закону Дальтона давление смеси (влажного газа) равно сумме парциальных давлений p_с и p_п сухого газа и водяного пара:

p = p_с + p_п.                        (1)

Уравнения состояния для сухого газа, водяного пара и влаж­ного газа как идеальных газов могут быть записаны в виде:

p_с·V = G_с·R_с·T,  или  p_с = γ_с·R_с·T;               (2)

p_п·V = G_п·R_п·T,  или  p_п = γ_п·R_п·T;              (3)

p·V = G·R·T,  или  p = γ·R·T.               (4)

Весь текст статьи: Физические свойства влажного газа

Основные состояния влажного газа

В природе, строго говоря, не существует сухих газов. Такие широко применяющиеся газы, как атмосферный воздух или продукты сгорания органического топлива, всегда содержат, как известно, некоторое количество водяного пара. Но даже небольшое количество пара при определенных условиях (фазовых переходах и др.) может оказать весьма существенное влияние на термодинамические свойства влажного газа и результаты изменения его состояния.

Влажным газом (парогазовой смесью) называют смесь сухого газа с парами одной или нескольких жидкостей: воды, жидких горючих, аммиака и т. п.

Под сухим газом понимают газ, в котором не содержится моле­кул увлажняющей жидкости, т. е. такой газ, который является сильно перегретым паром низкокипящей жидкости. Сухой газ, в свою очередь, может быть смесью различных сухих газов, как, например, сухой воздух, сухая газодыхательная смесь, сухие продукты сгорания топлива и т. д.

Полная текст записи: Основные состояния влажного газа

Воздушные холодильные машины

Воздушные холодильные машины

Воздушные холодильные машины (ВХМ) относятся к компрессорным потому, что в них применен компрессор для сжатия хладагента – воздуха. Такие машины применялись еще до появления парокомпрессорных холодильных машин, в кото­рых хладагентами служат легкокипящие вещества – аммиак и углекислота и тем более фреоны.

На рис. 1 показаны принципиальная схема простейшей ВХМ, а на рис. 2 – ее теоретический цикл (цифрами 1, 2, 3 и 4 на диаграммах и на схеме установки обозначены состояния воздуха в соответствую­щих местах контура машины).

Рис. 1. Принципиальная схема простейшей воздушной холодильной машины: П –помещение; К – компрессор; Т – турбина (детандер); ПО – промежуточ­ный охладитель; М – двигатель; ЗВ – забортная вода.

Воздух из помещения П, где под­держивается температура T₁, засасывается компрессором К и сжимается от давления p₀ до давления p (процесс 1-2). При этом его температура возрастает до T₂, благодаря чему воздух затем может быть охлажден в промежуточном охладителе ПО забортной водой ЗВ (процесс 2-3). Сжатый охлажденный воздух с темпера­турой T₃ поступает в расширитель (детандер) – турбину Т, где он, расширяясь до давления p₀ (процесс 3-4), охлаждается и выходит в помещение с температурой T₄ < T₁. Подогреваясь в по­мещении при постоянном давлении р₀ от T₄ до T₁ (процесс 4-1), воздух производит его охлаждение.

Рис. 2. Теоретический цикл в v-p диаграмме (а) и s-T диаграм­ме (б) простейшей воздушной холодильной машины: процесс 1-2 – сжатие воздуха в компрессоре; процесс 2-3 – охлаждение сжатого воздуха в промежуточном охладителе; процесс 3-4 – расширение сжатого охлажденного воздуха в турбине; процесс 4-1 – подогрева воздуха в помещении.

Как видно из рис. 2, в теоретическом цикле осуществляются адиабатические процессы сжатия и расширения воздуха и изобарические процессы его охлаждения (окружающей средой – за­бортной водой) и нагревания.

Удельная холодопроизводительность воздуха q₀ = i₁ – i₄ , кДж/кг, где i₁ и i₄ – энтальпия в состояниях, характеризуемых точками 1 и 4 на диаграмме. Она пропорциональна площади c-4-1-d (рис. 2, б).

Затраченная на совершение цикла удельная работа пропорцио­нальна площади 1-2-3-4 и находится по формуле:

l = l_к.а – l_р.а ,

где l_к.а – работа компрессора (отрицательная), кДж/кг, l_к.а = i₂ – i₁ = площадь 1-2-b-a (рис. 2, а); l_р.а – работа детандера (положительная), кДж/кг, l_р.а = i₃ – i₄ = площадь 3-4-a-b.

Теоретический холодильный коэффициент обратимого цикла воздушной холодильной машины:

При p/p₀ , равном 3, 4, 6 ε_т равно 4,56; 2,05; 1,50.

На s-T диаграмме (см. рис. 2, б) показан и обратный цикл Карно 1-2'-3-4' для интервала температур T₁-T₃ в охлаждаемом помещении (T₁ = T₀ = const) и окружающей среды – охлаждаю­щей воды (T₃ = T= const). Как видно, для этого цикла холодопроизводительность больше, а затраченная работа меньше, чем в цикле воздушной холодильной машины.

Холодильный коэффициент цикла Карно для p/p₀ = 4; t₁ = -5 °C; t₂ = 120 °C; t₃ = 20 °C; t₄ = -75 °C равен ε_к = 10,7, а степень термодинамического совершенства цикла ВХМ:

т. е. очень низка.

На рис. 3 показан действительный цикл ВХМ. Он отличается от теоретического наличием потери давления в ПО (от p_д до p) и внутренних потерь в ком­прессоре и детандере – тур­бине, которые оцениваются адиабатическими (внутренними) КПД компрессора η_к.а = 0,7…0,9 и турбины η_р.а = 0,7…0,85.

Рис. 3. Действительный цикл воз­душной холодильной машины в s-T диаграмме.

Действительная удельная холодопроизводительность, кДж/кг:

q_0д = q₀ – l_р.а·(1 – η_р.а).

Она меньше теоретической q₀ на величину потерь в турбине (заштрихованная площадь а-4-4d-b).

Действительная удельная работа, кДж/кг, больше теоретиче­ской на величину потерь в компрессоре и в турбине:

Тогда действительный холодильный коэффициент:

Он намного меньше теоретического холодильного коэффициента; обычно ε_д < 1.

По экономичности в режиме кондиционирования и умеренного охлаждения ВХМ значительно уступают наиболее экономичным парокомпрессорным холодильным машинам. Потребляе­мая ими мощность в режиме кондиционирования в 2…3 раза больше, чем для ПКХМ.

Однако при температурах охлаждения -70 °C и ниже действи­тельный холодильный коэффициент ВХМ составляет ε_д = 0,46…0,58 и превышает ε_д для ПКХМ. Экономичность низкотемпературных ВХМ, которые на судах могут быть применены для замо­раживания рыбы, повышается путем введения регенерации.

Такие ВХМ внедрены в промышленное производство и эксплу­атацию в стационарной практике.

Несомненным достоинством ВХМ является отсутствие в них специального хладагента, роль которого в данном случае выпол­няет бесплатный безвредный воздух, и, хотя особо широкого практического применения ВХМ пока не нашли, они используются, например, для кондиционирования воздуха в са­молетах, автомобилях, иногда на судах, при обработке металло­изделий холодом (t₀ < -70 °C), в термобарокамерах по испыта­нию авиационных двигателей, а также в установках глубокого охлаждения для разделения газов, сжижения воздуха и получе­ния кислорода.

Для привода ВХМ может быть использовано сбросное тепло энергетических установок (в том числе и на судах).

Вихревой эффект охлаждения

Вихревой эффект охлаждения

Вихревое охлаждение впервые было предложено французским инженером Ранком в 1933 г. Теоретический анализ, опытное исследование и разработка вихревых охлаждающих уст­ройств проводились и успешно ведутся во многих исследовательских лабораториях.

Устройство, принцип действия и показатели эффективности ра­боты вихревой трубы представлены на рис. 1.

а                                                                              б

Рис. 1. Охлаждение вихревой трубой: а – устройство трубы: 1 – дроссельный клапан; 2 – горячий конец трубы; 3 – сопло; 4 – диафрагма; 5 – холодный конец трубы; б – зависимость степени охлаждения Δt_х = t – t_х и нагревания Δt_г = t_г – t от массовой доли холодного воздуха μ = G_х /G.

Предварительно сжатый и охлажденный водой воздух в ко­личестве G кг при давлении p и температуре t подается в сопло 3 (рис. 1, а), где он расширяется, охлаждается и приобретает большую скорость и кинетическую энергию. Поскольку воздух поступает в трубу тангенциально, то он в поперечном сечении трубы образует свободный вихрь, угловая скорость которого велика у оси и мала у периферии трубы. Избыток кинетической энер­гии внутренних слоев передается (трением) внешним, повышая их температуру. Этот процесс происходит настолько быстро, что вну­трение слои, отдав энергию периферийным и еще больше охла­дившись, не успевают получать от них эквивалентного возврата теплоты, т. е. в поле вихревого разделения воздуха не наступает термического равновесия.

Находясь вблизи центрального отверстия диафрагмы 4, холод­ный воздух выходит через него к правому свободному концу трубы 5, называемому холодным. Нагретые периферийные слои движутся влево к дроссельному клапану 1 и через него выходят из горячего конца трубы 2. Количества получаемого горячего G_г и холодного G_х воздуха, а следовательно, и температуры того и другого t_г и t_х регулируются степенью открытия клапана.

Охлаждение холодного потока Δt_х = t – t_х в вихревой трубе (рис. 1, б) меньше, чем в адиабатическом обратимом процессе расширения, и больше, чем при дросселировании. Как видно на графике, наибольшему охлаждению Δt_х = 45 °C соответствует p ≈ 0,5 МПа, μ = G_х /G = 0,3, что при t = 10 °C дает t_х = –35 °C. Это примерно половина разности температур в изоэнтропическом процессе расширения. Наибольшая удельная холодопроизводительность q₀ = μ·c_p·Δt_х кДж/кг достигается при μ ≈ 0,6…0,7, однако она сама по себе невысока и составляет 12,5…21 кДж/кг.

Термодинамические процессы вихревой трубы малоэффективны. На охлаждение вихревой трубой расходуется энергии примерно в 8…10 раз больше, чем воздушной машиной. Однако такой спо­соб одновременного получения холода и тепла исключительно прост (если имеется система сжатого воздуха или, например, природ­ного газа достаточного давления), поэтому он применим в тех случаях, когда необходимо получать холод и тепло периодически и в небольших количествах, а также когда простота конструкции, малые масса и габарит играют решающую роль.

Эффективность работы вихревой трубы может быть повышена за счет охлаждения водой горячего конца трубы и увеличения доли холодного воздуха μ, причем энергию окружающей среде можно полностью передавать не с горячим потоком, а в виде теп­лоты с охлаждающей водой: проточной или барботируемой горя­чим воздухом. В первом случае расход воды составляет прибли­зительно 1,5 кг на 1 кг сжатого воздуха, подаваемого в вихревую трубу, а во втором он сокращается в 100 и более раз, так как для охлаждения используется скрытая теплота парообразования воды, увлажняющей горячий воздух.