Разработка серийного оформления М. Левыкина;pdf

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
К ПРОВЕДЕНИЮ ПРАКТИЧЕСКИХ ЗАНЯТИЙ
Задача 1. Построить цикл Карно холодильной машины в T-s и lg p-i
диаграммах.
Решение. Цикл Карно холодильной машины протекает в области
влажного пара – между пограничными кривыми х = 0 и х = 1. Хладагент
поступает в испаритель, где отнимая у окружающей среды теплоту q0 , кипит при постоянных t0 и р0 . Образующийся пар отсасывается компрессором, который поддерживает в испарителе постоянное низкое давление,
сжимает пар адиабатно до такого давления pк , при котором он превращается в жидкость при охлаждении окружающей средой. Далее пар конденсируется в конденсаторе, отдавая в окружающую среду теплоту qк при постоянных t к и рк . Жидкий холодильный агент адиабатно расширяется в
детандере до давления кипения р0 , после чего он способен снова кипеть.
Таким образом цикл Карно состоит их двух адиабат и двух изобар.
Построение цикла на T-s диаграмме:
Провести линию T = t к = const . На пересечении этой линии и линий х = 0 и х = 1 получаются соответственно точки 3 и 2.
Из точек 3 и 2 проводятся линии s =
const.
На пересечении этих линий с линией
T = t 0 = const получаются точки 4 и 1.
Построение цикла на lg p-i диаграмме:
Провести линию р = рк = const .
На пересечении этой линии и линий х = 0
и х = 1 получаются соответственно точки 3 и 2.
Из точек 3 и 2 проводятся линии s =
const.
На пересечении этих линий с линией
р = р0 = const получаются точки 4 и 1.
Задача 2. Построить действительный цикл парокомпрессионной холодильной машины с перегревом паров хладагента и переохлаждением в
T-s и lg p-i диаграммах.
Решение. Рабочий действительный процесс паровой компрессионной
холодильной машины отличается от цикла Карно следующим:
1) расширительный цилиндр (детандер) заменен регулирующим вентилем, а процесс адиабатного расширения заменен необратимым процессом дросселирования, который на диаграмме изображается линией
i = const.
2) компрессор вместо влажного пара всасывает сухой насыщенный
или перегретый пар и сжимает его в области перегретого пара.
3) перед регулирующим вентилем жидкость охлаждается до температуры переохлаждения t п.охл < t к , этот процесс называется переохлаждением жидкости и происходит при постоянном давлении.
Построение цикла на T-s диаграмме:
На пересечении T = t к = const и х
= 0 строится точка 3.
На Т-s диаграмме линия постоянного давления рк в области переохлажденной жидкости практически совпадает с линией степени сухости, поэтому
на пересечении х = 0 и Т п.охл строится
точка 3'.
Из точки 3' по i = const проводится линия до пересечения с T = t 0 = const – получается точка 4.
На пересечении T = t 0 = const и х = 1 строится точка 1. На пересечении линии р = р0 = const и температуры Tвс строится точка 1'.
Из точки 1' проводится линия s = const до пересечения с
р = рк = const – получается точка 2'. На пересечении р = рк = const и линии х = 1 получается точка 2. В точке 2 перегретый пар поступает в конденсатор, в котором сначала охлаждается до tк («сбив перегрева»– процесс
2-2'), а затем конденсируется.
Построение цикла на lg p-i диаграмме:
На пересечении р = рк = const и линии х = 0 строится точка 3, а на пересечении
этой же изобары с изотермой Т п.охл строится
точка 3'.
Из точки 3' по i = const проводится
линия до пересечения с T = t 0 = const – получается точка 4.
Точки 1 и 1' строятся на пересечении линии р = р0 = const соответственно с линией степени сухости х = 1 и изотермой Tвс .
Из точки 1' проводится линия s = const до пересечения с
р = рк = const – получается точка 2'. На пересечении р = рк = const и линии х = 1 получается точка 2.
Задача 3. Рассчитать цикл Карно с детандером одноступенчатой холодильной машины, работающей на холодильном агенте R-12 и определить количество теплоты, воспринятое фреоном в испарителе q0 , количество теплоты, выделяемое в конденсаторе qк , затрачиваемую работу l и
холодильный коэффициент ε . Температура конденсации t к = 30 °С; температура испарения t0 = – 10°С.
Решение.
На lg p-i диаграмме для фреона-12 (приложение А) строится цикл
Карно и определяются параметры основных точек цикла.
Для точки 2, построенной на пересечении степени сухости х = 1 и
температуры конденсации t к = 30 °С:
– температура T2 = 30 + 273 = 303 К;
– давление p2 = 0,746 МПа;
– энтальпия i2 = 563 кДж/кг;
– энтропия s2 = 4,54 кДж/(кг⋅К);
– удельный объём υ2 = 0,029 м3/кг.
Для точки 1, построенной на пересечении изотермы t0 = – 10°С и
адиабаты s2 = const :
– температура Т1 = –10 + 273 = 263 К;
– энтропия s1 = s2 = 4,54 кДж/(кг⋅К);
– давление p1 = 0,2 МПа;
– энтальпия i1 = 543 кДж/кг;
– удельный объём υ1 = 0,08 м3/кг.
Для точки 3, построенной на пересечении линии х = 0 и изотермы
t к = 30 °С:
– температура Т 3 = Т 2 = 303 К;
– давление p3 = p 2 = 7,6 кг/см2 = 0,746 МПа;
– энтальпия i3 = 431 кДж/кг;
– энтропия s3 = 4,08 кДж/(кг⋅К).
Для точки 4, построенной на пересечении температуры испарения
t0 = – 10°С и адиабаты s3 = const :
– температура Т 4 = Т1 = 263 К;
– энтропия s4 = s3 = 4,08 кДж/(кг⋅К);
– давление p 4 = p1 = 0,2 МПа;
– энтальпия i4 = 428 кДж/кг;
– удельный объём v4 = 0,017 м3/кг.
Количество теплоты, воспринятое фреоном R-12 в испарителе (процесс 4-1), определяется как разница соответствующих энтальпий
q 0 = i1 − i4 = 543 – 428 = 115 кДж/кг.
Количество теплоты, выделяемое в конденсаторе (процесс 2-3), определяется как разница соответствующих энтальпий
q к = i2 − i3 = 563 – 431 = 132 кДж/кг.
Работа, затрачиваемая в цикле, исходя из второго закона термодинамики (2.4)
l = q к − q 0 = 132 – 115 = 17 кДж/кг.
Холодильный коэффициент машины, работающей по циклу Карно,
определяется как отношение воспринятой теплоты в испарителе к работе,
затрачиваемой в цикле, (2.5) или как отношение температур (2.6)
q
T0
115
263
ε= 0 =
= 6,76 или ε =
=
=6,575.
l
17
Т к − Т 0 303 − 263
Задача 4. Рассчитать регенеративный цикл одноступенчатой холодильной машины, работающей на фреоне R-22 и определить удельную
массовую q 0 и объёмную q υ холодопроизводительность машины, количество теплоты, выделяемое в конденсаторе q к и переохладителе q п.охл , затрачиваемую работу l и холодильный коэффициент ε . Температура конденсации t к = 30 °С; температура испарения t0 = –10°С.
Решение. Определяются температуры переохлаждения жидкого холодильного агента tп. охл (2.15) и перегрева паров холодильного агента
(температура всасывания) tвс (2.13)
tп. охл = t к − 5 = 30 – 5 = 25 °С;
t вс = t 0 + 15 = – 10 + 15 = 5 °С.
По диаграмме для фреона-22 (приложение Б) определяются параметры основных точек цикла.
Для точки 3, построенной на пересечении линии х = 0 и изотермы
t к = 30 °С:
– температура Т 3 = 30 + 273 = 303 К;
– давление p3 = 1,17 МПа;
– энтальпия i3 = 534 кДж/кг;
Для точки 3', построенной на пересечении изотермы t п.охл = 25 °С и
изобары pк = const :
– температура Т 3' = 25 + 273 = 298 К;
– давление p3' = p3 = 1,17 МПа;
– энтальпия i3' = 530 кДж/кг;
Для точки 1, построенной на пересечении линии х = 1 и температуры
испарения t 0 = – 10 °С:
– температура Т1 = – 10 + 273 = 263 К;
– давление p1 = 0,35 МПа;
– энтальпия i1 = 700 кДж/кг;
– энтропия s1 = 1,77 кДж/(кг⋅К);
– удельный объём υ1 = 0,067 м3/кг.
Для точки 1', построенной на пересечении изобары p0 = const и температуры всасывания t вс = 5 °С:
– температура Т1' = 5 + 273 = 278 К;
– давление p1' = p1 = 0,35 МПа;
– энтальпия i1' = 706 кДж/кг;
– энтропия s1' = 1,78 кДж/(кг⋅К);
– удельный объём υ1' = 0,069 м3/кг.
Для точки 2', построенной на пересечении адиабаты s1' и изобары
pк = const :
– температура T2' = 55 + 273 = 328 К;
– давление p2' = p3 = 1,17 МПа;
– энтальпия i2' = 738 кДж/кг;
– энтропия s 2' = s1' = 1,78 кДж/(кг⋅К);
– удельный объём υ2 = 0,023 м3/кг.
Для точки 2, построенной на пересечении изобары pк = const и линии степени сухости х = 0:
– температура T2 = 30 + 273 = 303 К;
– давление p2 = p3 = 1,17 МПа;
– энтальпия i2 = 534 кДж/кг;
– энтропия s2 = 1,13 кДж/(кг⋅К);
Для точки 4, построенной на пересечении линии i3' и изобары
p0 = const :
– температура T4 = – 10 + 273 = 263 К;
– давление p4 = p1 = 0,353 МПа;
– энтальпия i4 = i3' = 530 кДж/кг;
– удельный объём υ 4 = 0,013 м3/кг.
Удельная массовая холодопроизводительность, т.е количество теплоты, воспринятое фреоном R-22 в испарителе (процесс 4-1), определяется
как разница соответствующих энтальпий
q 0 = i1 − i4 = 700 – 530 = 170 кДж/кг.
Удельная объёмная холодопроизводительность определяется как отношение удельной массовой холодопроизводительности к удельному объему перегретого пара (точка 1')
qυ =
q0
170
=
= 2463,7 кДж/м3.
υ1' 0,069
Количество теплоты, выделяемое в конденсаторе (процесс 2'-3), определяется как разница соответствующих энтальпий
q к = i2' − i3 = 738 – 534 = 204 кДж/кг.
Количество теплоты, выделяемое в переохладителе (процесс 3-3'),
определяется как разница соответствующих энтальпий
q п.охл = i3 − i3' = 534 – 530 = 4 кДж/кг.
Работа, затрачиваемая на адиабатное сжатие 1 кг пара холодильного
агента, определяется как
l = i2' − i1' = 738 – 706 = 32 кДж/кг.
Холодильный коэффициент машины равен
ε=
q0 170
=
= 5,3 .
l
32
Задача 5. Определить параметры точек и рассчитать регенеративный
цикл одноступенчатой аммиачной холодильной машины. Определить
удельную массовую q 0 и удельную объёмную q υ холодопроизводительности машины, количество теплоты, выделяемое в конденсаторе q к и переохладителе q п.охл , затрачиваемую работу l и холодильный коэффициент
ε . Определить также массовый расход циркулирующего аммиака G и объёмный расход паров аммиака, всасываемых компрессором Vд . Холодопроизводительность машины Q0 = 75 кВт температура конденсации t к = 30 °С;
температура испарения t0 = –10°С, переохлаждения t п.охл = 26°С, всасывания t вс = 0°С.
Решение. На lg p-i диаграмме для аммиака (приложение В) строятся
основные точки цикла холодильной машины аналогично последовательности, приведенной в задаче 4, и определяются их параметры.
Для точки 3:
– температура t3 = = 30°С; T3 = 303 К.
– давление p3 = 1 МПа.
– энтальпия i3 = 560 кДж/кг.
– энтропия s3 = 4,64 кДж/(кг·К).
Для точки 3':
– температура t3′ = t п.охл = 26°С; T3′ = 299 К.
– давление p3′ = p2 = 1 МПа.
– энтальпия i3′ = 540 кДж/кг.
– энтропия s3′ = 4,6 кДж/(кг·К).
Для точки 1:
– температура t1 = –10°С; T1 = 263 К.
– давление p1 = 0,26 МПа.
– энтропия s1 = 8,96 кДж/(кг·К)
– энтальпия i1 = 1670 кДж/кг.
– удельный объём υ1 = 0,42 м3/кг.
Для точки 1':
– температура t1′ = 0°С; T1′ = 273 К.
– давление p1′ = 0,26 МПа.
– энтропия s1′ = 9,02 кДж/(кг·К)
– энтальпия i1′ = 1695 кДж/кг.
– удельный объём υ1′ = 0,45 м3/кг.
Для точки 2:
– температура Т 2 = 30 + 273 = 303 К.
– давление p2 = 1 МПа.
Для точки 2':
– давление p 2′ = 1 МПа.
– энтальпия i2' =1900 кДж/кг.
Для точки 4:
– температура t 4 = t 0 = –10°С; T4 = 263 К.
– давление p 4 = p1 = 0,26 МПа.
– энтальпия i4 = i3′ = 540 кДж/кг.
– энтропия s4 = 0,47 кДж/(кг·К)
Удельная массовая холодопроизводительность, т.е количество теплоты, воспринятое аммиаком в испарителе (процесс 4-1), определяется как
разница соответствующих энтальпий
q 0 = i1 − i4 = 1670 – 540 = 1130 кДж/кг.
Удельная объёмная холодопроизводительность определяется как отношение удельной массовой холодопроизводительности к удельному объему перегретого пара (точка 1')
qυ =
q0 1130
=
= 2511,1 кДж/м3.
υ1' 0,45
Количество теплоты, выделяемое в конденсаторе (процесс 2'-3), определяется как разница соответствующих энтальпий
q к = i2' − i3 = 1900 – 560 = 1340 кДж/кг.
Количество теплоты, выделяемое в переохладителе (процесс 3-3'),
определяется как разница соответствующих энтальпий
q п.охл = i3 − i3′ = 560 – 540 = 20 кДж/кг.
Работа, затрачиваемая в цикле, определяется как
l = i2' − i1' = 1900 – 1670 = 230 кДж/кг.
Холодильный коэффициент машины
q0 1130
=
= 4,91 .
l
230
Массовый расход циркулирующего аммиака в холодильной машине
определяется как отношение ее холодопроизводительности к удельной
массовой холодопроизводительности холодильного агента (5.10)
ε=
G=
Q0
75
=
= 0,066 кг/с.
q0 1130
Объемный расход паров аммиака, всасываемых компрессором
Vд = G ⋅ υ1′ = 0,066 ⋅ 0,42 = 0,028 м3/с.
Задача 6. Произвести тепловой расчет аммиачного поршневого компрессора при сжатии пара только одной стороной поршня и подобрать его
для холодильной установки, если ее холодопроизводительность
Q0 = 273 кВт; температура испарения t 0 = −10 °С; температура конденсации t к = 30 °С, температура всасывания t вс = 0 °С.
Решение. По lg p-i диаграмме для аммиака (приложение В) определяем следующие параметры:
– для основных точек цикла:
p0 = 290 кПа;
i2' = 1900 кДж/кг;
pк = 1000 кПа;
i4 = 540 кДж/кг;
i1 = 1670 кДж/кг;
υ1′ = 0,44 м3/кг;
– для стандартных условий ( t 0 = −15 °С; t к = 30 °С; t вс = −10 °С;):
р0ст = 236 кПа;
i1ст = 1660 кДж/кг;
i4 = 535 кДж/кг;
υ1′ст = 0,55 м3/кг.
Определяется удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента
q 0 = i1 − i4 = 1670 – 540 =1130 кДж/кг.
Действительная масса всасываемого компрессором пара
G=
Q0 273
=
= 0,242 кг/с.
q0 1130
Действительная объемная подача компрессора составит
Vд = G ⋅ υ1' = 0,242 ⋅ 0,44 = 0,106 м3/с.
Определяется индикаторный коэффициент подачи поршневого компрессора по формуле (5.6)
– для рабочих условий
 p + ∆p н p0 − ∆pвс 
p − ∆pвс
 =
λi = 0
− c ⋅  к
−
p0
p
p
0
0


=
290 − 5
 1000 + 5 290 − 5 
− 0,05 ⋅ 
−
 = 0,86;
290
290 
 290
– для стандартных условий
λ icт =
=
p
+ ∆p н p0ст − ∆pвс 
p0ст − ∆pвс
 =
− c ⋅  кст
−
p0ст
p
p

0ст
0ст

236 − 5
 1000 + 5 236 − 5 
− 0,05 ⋅ 
−
 = 0,81.
236
236 
 236
Коэффициент «невидимых» потерь для крупных вертикальных прямоточных аммиачных компрессоров в соответствии с (5.8)
– для рабочих условий
Т 0 273 − 10
=
= 0,87 ;
Т к 273 + 30
λt ′ =
– для стандартных условий
λ t ′cт =
Т 0 ст 273 − 15
=
= 0,851 .
Т кст 273 + 30
Определяется коэффициент подачи компрессора как произведение
индикаторного коэффициента и коэффициента невидимых потерь
– для рабочих условий
λ = λ i ⋅ λ t ′ = 0,86 ⋅ 0,87 = 0,748;
– для стандартных условий
λ cт = λ icт ⋅ λ t ′cт = 0,81 ⋅ 0,851 = 0,689.
Тогда теоретическая объемная подача компрессора будет равна
Vт =
Vд 0,106
=
= 0,142 м3/с.
λ 0,748
Определяется удельная объемная холодопроизводительность агента
– для рабочих условий
qυ =
q0 1130
=
= 2568 кДж/м3;
υ1′ 0,44
– для стандартных условий
q υcт =
q0ст 1660 − 535
=
= 2045 кДж/м3.
υ1′ст
0,55
Определяется стандартная холодопроизводительность
Q0cт = Q0 ⋅
q υcт ⋅ λ ст
2045 ⋅ 0,689
= 273 ⋅
= 200 кВт.
2568 ⋅ 0,748
qυ ⋅ λ
Определяется теоретическая адиабатная мощность, то есть затраты
мощности на сжатие пара в компрессоре
N т = Gд ⋅ (i2 ' − i1 ) = 0,242 ⋅ (1900 – 1670) = 55,7 кВт.
Тогда индикаторный коэффициент полезного действия будет равен
ηi = λ t ′ + b ⋅ t 0 = 0,87 + 0,001 ⋅ (–10) = 0,86.
Индикаторная мощность компрессора из выражения (5.13) определится как
N
55,7
Ni = т =
= 64,8 кВт.
ηi
0,86
Мощность, расходуемая на трение, определится в соответствии
∆N тр = Vт ⋅ pтр = 0,142 ⋅ 59 = 8,4 кВт.
Тогда эффективная мощность, затраченная на валу компрессора будет равна
N е = N i + ∆N тр = 64,8 + 8,4 = 73,2 кВт.
Холодильный коэффициент или эффективная удельная холодопроизводительность будет равна
ε=
Q0 273
=
= 3,7 .
N е 73,2
По приложению Е выбираем два компрессора марки А110-7-2;
Vт = 0,0836 м3/с; Q0cт = 140 кВт; частота вращения n = 24,5 с-1
Задача 7. Подобрать конденсатор для аммиачной холодильной установки холодопроизводительностью Q0 = 175000 Вт при температуре испарения t0 = –15°С. Температура охлаждающей воды на входе и выходе из
конденсатора t w1 = 23°С, t w2 = 27°С. Определить также объёмный расход
охлаждающей конденсатор воды.
Решение. Определяются основные температуры, определяющие режим работы установки:
– температура конденсации (2.14)
tк =
t w1 + t w2
23 + 27
+ (4 ÷ 6) =
+ 5 = 30 °С;
2
2
– температура всасывания для аммиака (2.13)
t вс = t 0 + (5 ÷ 10) = –15 + 10 = –5 °С;
– температура переохлаждения (2.15)
t п.охл = t к − (3 ÷ 5) = 30 – 3 = 27 °С.
По полученным данным строится цикл на lg p-i диаграмме для аммиака (приложение В) и определяются необходимые параметры основных
точек: i1 = 1663 кДж/кг, i2' = 1925 кДж/кг, i4 = 545 кДж/кг, i3 = 560 кДж/кг.
Определяется удельная массовая холодопроизводительность аммиака
q0 = i1 − i4 = 1663 − 545 = 1118 кДж/кг.
Массовый расход аммиака, циркулирующего в системе
Gд =
Q0
175000
=
= 0,156 кг/с.
q0 1118 ⋅ 103
Определяется удельный тепловой поток конденсатора
q к = i2' − i3 = 1925 – 560 = 1365 кДж/кг.
Тепловой поток конденсатора
Qк = Gд ⋅ qк = 0,156 ⋅ 1365 = 212,94 кВт.
Средний логарифмический температурный напор между холодильным агентом и теплоносителем (5.15)
θm =
t w2 − t w1
27 − 23
= 4,7 °С.
=
t к − t w1
30 − 23
2,3 lg
2,3 lg
30 − 27
t к − t w2
Коэффициент теплопередачи для горизонтального кожухотрубного
аммиачного
конденсатора
принимается
по
приложению
Ж
2
2
k = 700 ÷ 1050 Вт/(м ⋅К). Принимаем k = 950 Вт/(м ⋅К).
Площадь теплопередающей поверхности конденсатора (5.14)
Qк
212,94 ⋅ 10 3
F=
=
= 47,7 м2.
k ⋅ θm
950 ⋅ 4,7
По таблице приложения И принимаем горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсатор 50 КТГ с площадью поверхности F = 50 м2.
Объёмный расход воды, охлаждающей конденсатор
Vw =
Qк
212,94
=
= 0,0127 м3/с.
с w ⋅ ρ w ⋅ (t w2 − t w1 ) 4,187 ⋅ 1000 ⋅ (27 − 23)
Задача 8. Подобрать испаритель и определить объёмный расход рассола для аммиачной холодильной установки холодопроизводительностью
Q0 = 232600 Вт при температуре рассола, входящего в испаритель,
t р1 = –14°С, а выходящего из испарителя t р 2 = –18°С.
Решение. Определяется температура испарения
t0 =
t p1 + t p 2
2
− ( 4 ÷ 6) =
− 14 − 18
− 5 = −21 °С.
2
Температура замерзания рассола должна быть
t з = t 0 − 5 = –21 – 5 = –26 °С.
По приложению Л выбираем рассол хлористого кальция CaCl2 с температурой замерзания –28,3°С. При температуре t р 2 = –18°С теплоёмкость
рассола с р = 2,852 кДж/(кг⋅К), а плотность ρ р = 1,248 кг/л = 1248 кг/м3 (по
приложению Л).
Коэффициент теплопередачи для кожухотрубного аммиачного испарителя определяем по приложению Ж k = 465 ÷ 525 Вт/(м2⋅К). Принимаем
k = 480 Вт/(м2⋅К).
Средний логарифмический температурный напор между рассолом и
кипящим холодильным агентом
θm =
t p1 − t p 2
− 14 − (−18)
=
= 4,7 °С.
t p1 − t 0
− 14 − (−21)
2,3 lg
2,3 lg
− 18 − (−21)
t p 2 − t0
Площадь теплопередающей поверхности испарителя
F=
Q0
232600
=
= 103,1 м2.
k ⋅ θ m 480 ⋅ 4,7
По приложению К принимаем горизонтальный кожухотрубный аммиачный испаритель 110ИТГ с площадью поверхности испарения
F = 110м2.
Объёмный расход циркулирующего рассола
Vp =
Q0
232600
=
= 0,016 м3/с.
3
c p ρ р ⋅ (t p1 − t p 2 ) 2,852 ⋅ 10 ⋅ 1248 ⋅ (−14 − (−18))
Задача 9. Подобрать панельный испаритель и определить объёмный
расход рассола для аммиачной холодильной установки холодопроизводительностью Q0 = 170000 Вт при температуре рассола, входящего в испари-
t р1 = –3°С, а выходящего из испарителя t р 2 = –7°С.
тель,
Решение. Определяется температура испарения
t0 =
t p1 + t p 2
2
− (4 ÷ 6) =
−3−7
− 5 = −10 °С.
2
Температура замерзания рассола должна быть
t з = t 0 − 5 = –10 – 5 = –15 °С.
По приложению М выбираем рассол хлористого натрия NaCl с температурой замерзания –15,1°С. При температуре t р 2 = –7°С теплоёмкость
рассола
с р = 3,4338 кДж/(кг⋅К),
а
плотность
ρр=
1,14964
кг/л
=
= 1149,64 кг/м3 (по приложению Л). Коэффициент теплопередачи для панельного аммиачного испарителя определяем по приложению Ж
k = 580 ÷ 700 Вт/(м2⋅К). Принимаем k = 640 Вт/(м2⋅К).
Средний логарифмический температурный напор между рассолом и
кипящим холодильным агентом для панельного испарителя
θm = t p 2 − t0 = −7 − (−10) = 3 °С.
Площадь теплопередающей поверхности испарителя
F=
Q0
170000
=
= 88,5 м2.
k ⋅ θ m 640 ⋅ 3
По приложению К принимаем панельный испаритель 90ИП с площадью поверхности испарения F = 90 м2.
Объёмный расход циркулирующего рассола
Vp =
Q0
170000
3
=
=
0
,
011
м
/с.
c p ρ р ⋅ (t p1 − t p 2 ) 3,4338 ⋅ 10 3 ⋅ 1149,64 ⋅ (−3 − (−7))
Задача 10. Найти теплопритоки на компрессор и на камерное оборудование для помещения № 11одноэтажного холодильника (рис.1), проектируемого для Бреста. Наружные стены имеют толщину 380 мм, с внешней
стороны они оштукатурены и окрашены известковой побелкой. Теплоизоляционный материал – минеральная пробка. Перегородки из пенобетона
толщиной 250 мм, оштукатуренные с обеих сторон. Покрытие выполнено
из железобетонных плит толщиной 150 мм. Материалом кровли является
борулин . Пол в морозилках и в камерах хранения мороженых продуктов
изолирован слоем шлака толщиной 700 мм.
План части помещений холодильника приведен на рисунке. Сетка
колонн 6 × 12 м. Внутренняя высота помещений холодильника 5 м.
Рисунок 1.
Решение: Расчет теплопритоков ведется в соответствии с методикой,
изложенной в подразделе 7.4.
Теплоприток через ограждения сведен в таблицу 1.
Таблица 1
Температура вне камеры, °С
Разность температур, °С
Разность температур от солнечной радиации, °С
8
9
10
11
11
на оборудование
Коэффициент теплопередачи k,
Вт/(м2·°С)
7
на компрессор
Площадь ограждения, м2
6
на оборудование
Ширина или высота ограждения, м
5
на компрессор
Длина ограждения, м
4
на оборудование
Обозначение ограждения и его
ориентация
3
Теплоприток из-за Теплоприток от Полный теплоприразности темпера- солнечной радиа- ток через ограждетур Q1т , Вт
ции Q1c , Вт
ния Q1 , Вт
на компрессор
Температура камеры , °С
2
– 2,5
Назначение камеры
1
Хранение охлажденных продуктов
№ камеры
Расчет теплопритоков через ограждения
12
13
14
15
16
17
НСС
12,95
5,5
71,2
0,35
33
35,5
–
885
885
–
–
885
885
НСЗ
37,90
5,5
208,5
0,35
33
35,5
9,6
2590
2590
–
700
2590
3290
НСЮ
12,95
5,5
71,5
0,35
33
35,5
6,6
885
885
165
–
1050
885
ВС вест.
26,25
5,5
68,8
0,53
–
25,0
–
905
905
–
–
905
905
ВС накоп.
6,0
5,5
33,0
0,53
0
2,5
–
–
43
–
–
–
43
ВС к.№12 12,0
5,5
66,0
0,35
– 30 – 27,5
–
–
–
–
–
–
–
ВС разгр.
6,0
5,5
33,0
0,47
– 18 – 15,5
–
–
–
–
–
–
–
Потолок
36,5
12,25 447,0
0,29
33
35,5
23,6
4610
4610
3067
3067
7677
7677
Пол
36,5
12,25 447,0
2,33
0
2,5
–
2600
2600
–
–
2600
2600
15707
16285
Итого по камере
Примечание: в графе 4 приняты обозначения: НС – наружная стена, третья буква показывает ориентацию стены (НСС – наружная стена северная); ВС – внутренняя стена, дальше идет название помещения, от которого это ограждение отделяет рассчитываемое помещение.
По климатологическим данным [1] самым жарким месяцем для Бреста является июль. Для этого месяца среднемесячная температура
t см = 24 °С, температура абсолютного максимума t ам = 37 °С и среднемесячная относительная влажность для 15 ч дня ϕнр = 56 %. Тогда расчетная
температура
tнр = t см + 0,25 ⋅ t ам = 24 + 0,25 · 37 = 33,25 ≈ 33 °С.
За длину наружных стен угловых помещений принимается величина
расстояния от наружной поверхности стены до оси внутренней стены.
Длина внутренних стен определяется по расстоянию между внутренней
поверхностью наружных стен и осью внутренних стен или между осями
внутренних стен (предполагается, что оси внутренних стен совпадают с
осями колонн).Линейные размеры пола и потолка находятся по расстоянию между внутренними поверхностями противоположных наружных
стен или расстоянию от внутренней поверхности наружной стены до оси
внутренней стены (предполагается, что внутренняя поверхность наружной
стены находится от оси колонн на расстоянии 0,25 м.). Расчетная высота
камеры включает толщину междуэтажного перекрытия или же толщину
покрытия.
Коэффициент теплопередачи для наружных и внутренних ограждений определяются как обратно пропорциональная величина сопротивлению теплопередаче R (табл. 7.1-7.3). Термическое сопротивление грунта
принимается для камер с температурой – 2 ÷ – 2,5 °С принимается равным
R = 0,43 (м2·°С)/Вт, для камер с низкими температурами сопротивление
теплопередаче определяется как
R = 1,5 +
δиз
1
+
.
λ из α к
Если помещение, сообщающееся с рассчитываемым помещением,
неотапливаемое или неохлаждаемое и температура воздуха в нем не нормируется, то разность температур для ограждений такого помещения принимается равной 70 % от расчетной разности между температурами наружного воздуха и воздуха внутри рассчитываемого помещения, т.е.
∆t = 0,7 ⋅ (tнр − tк ) , если соседнее помещение сообщается с наружным воз-
духом, и в размере 60 %, т.е. ∆t = 0,6 ⋅ (tнр − tк ) , если данное помещение не
имеет непосредственного сообщения с наружным воздухом.
В тепловую нагрузку на компрессор вносятся теплопритоки через
наружные ограждения, а через внутренние ограждения – только из охлаждаемых помещений. В тепловую нагрузку на камерное оборудование
включаются теплопритоки как через наружные, так и внутренние ограждения, но только те из них, которые имеют положительный знак.
Теплоприток от солнечной радиации на компрессор считается через
ту стену, через которую этот теплоприток наибольший для всего здания (в
данном случае длинная стена, обращенная на юг). Также учитывается теплоприток и через покрытие здания.
Избыточная разность температур, характеризующая действие солнечной радиации, определяется по формуле
∆t с =
J ⋅a
,
αн
здесь а – коэффициент поглощения солнечной радиации поверхностью ограждения; для поверхности, окрашенной светлой краской а = 0,4; J – напряжение солнечной радиации; для Бреста, находящегося на широте 52°,
J = 385 Вт/м2.
Итоговые данные расчета летних теплопритоков от всех источников
приведены в таблице 2.
Количество теплоты, отводимой от продукта при его термической
обработке, можно определить по формуле (7.7). При расчете принято, что
суточное поступление в камеру груза, подлежащего термообработке, равно
15 т/сут. Груз , который охлаждается в камере – яйца, охлаждаемые от
температуры 8°С до – 2,5°С, тогда i1 − i2 = 262,56 – 229,06 = 33,5 кДж/кг.
Тогда в соответствии с формулой (7.7)
15 ⋅ 33,5 ⋅106
Q2 =
= 5820 Вт.
24 ⋅ 3600
Теплоприток на камерное оборудование определяется как теплоприток на компрессор, увеличенный примерно на 30%, т. е.
Q2об = 1,3 ⋅ Q2 = 1,3 · 5820 = 7566 Вт.
Таблица 2
13
15
15
– 2,5 15710 16285 5820
на оборудование
12
на компрессор
16
на оборудование
Теплоприток
при
вентиляции
Q3 , Вт
на компрессор
Хранение
охлажден11
ных продуктов
на оборудование
3
Вт
на компрессор
Температура камеры , °С
2
ЭксплутациСуммарный
онные тептеплоприток
лопритоки
Q , Вт
Q4 , Вт
на оборудование
Назначение камеры
1
Теплоприток
Теплоприток при термичечерез ограж- ской обрадения Q1 , Вт ботке Q2 ,
на компрессор
№ камеры
Сводная таблица теплопритоков
17
14
15
17
7566
6910
4870
8110 33310 38871
При расчете принято, что в помещении осуществляется трехкратный
воздухообмен. Энтальпия наружного воздуха с параметрами ϕнр = 56 % и
tнр = 33 °С равна iн = 75,5 кДж/кг. Внутренний воздух имеет энтальпию
iв = 4,61 кДж/кг. Тогда теплоприток с вентиляционным воздухом в соответствии с формулой (7.13) будет равен
Q3 =
2160 ⋅ 3 ⋅ (75,5 − 4,61) ⋅ 103
= 6910 Вт.
24 ⋅ 3600
Теплоприток от электрического освещения Q4I в соответствии с
формулой (7.14), принимая мощность светильников N св = 500 Вт и коэффициент одновременности включения осветительных приборов ηодн = 1,
равен
Q4I = 500 ⋅ 1 = 500 Вт.
Теплоприток от двигателей Q4II при суммарной мощности двигателей ∑ N дв = 1000×4 = 4000 Вт будет равен (7.16)
Q4II = 4000 ⋅1 = 4000 Вт.
Теплоприток от людей, работающих в помещении, Q4III определяется
по формуле (7.18), принимая число работников равным 6,
Q4III = 350 ⋅ 6 = 2100 Вт.
Теплоприток из смежных помещений через открытые двери Q4IV ,
приняв плотность теплового потока qдп = 0,36 кВт/м2, определится по
формуле (7.19)
Q4IV = 1 ⋅ 0,36 ⋅ (2,1× 1× 2) ⋅ (1 − 0) ⋅103 = 1510 Вт.
Суммарные эксплутационные теплопритоки на камерное оборудование определятся по выражению (7.22)
Q4 об = 500 + 4000 + 2100 + 1510 = 8110 Вт.
При расчёте нагрузки на компрессор Q4 ком учтено, что на предприятии все эксплуатационные теплопритоки не могут возникать одновременно и поэтому в соответствии с (7.21)
Q4 ком = 0,6 ⋅ 8110 = 4870 .