Методические указания по выполнению курсовго проекта icon

Методические указания по выполнению курсовго проекта


Смотрите также:
Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу Экономика предприятия для...
Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов всех форм обучения...
Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов всех форм обучения...
Методические указания По выполнению курсового проекта Для студентов дневной и заочной форм...
Методические указания по выполнению курсового проекта (работы) по курсу «Новые технологии в эис»...
Методические указания по выполнению и оформлению дипломного проекта (работы) по кафедре...
Методические указания по выполнению дипломного проекта (работы) для студентов специальности...
Методические указания по выполнению дипломного проекта студентами всех форм обучения...
Методические указания по выполнению курсового проекта...
Методические указания...
Методические указания иваново 2007 удк 65. 011. 56(075. 8)...
Методические указания Методические указания по выполнению...



страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   10
вернуться в начало

6.6.3. Тепловой и конструктивный расчет испарителей.

^ 6.6.3.1. Расчет испарителя морозильной камеры.

Необходимая площадь теплопередающей поверхности испарителя рассчитывается из уравнения:


, (1)


где Q - тепловая нагрузка на испаритель;

Ки - коэффициент теплопередачи;

Ти - средняя логарифмическая разность температур.

Средняя логарифмическая разность температур рассчитывается из соотношения:

, (2)

где Тв1=255К - температура воздуха в камере холодильника в конце рабочей части цикла;

Тв2 =258 К- температура воздуха в камере холодильника в начале рабочей части цикла;

То = 253 К - температура кипения холодильного агента.

Коэффициент теплопередачи испарителя вычисляется из уравнения:

, (3)

где  - коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности каналов испарителя;

- коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя;

и =0,002 - толщина стенки каналов испарителя;

и =202 Вт/мК - коэффициент теплопроводности стенки испарителя;

Еи - коэффициент эффективности оребрения;

и = 6 - коэффициент оребрения испарителя.

, (4)

где F'и - площадь внутренней поверхности каналов испарителя.

Коэффициент теплопередачи испарителя для системы «No frost» рассчитывается по формуле:

Кип = 1,5 Ки =43,1567 Вт/м2К

Значение коэффициента теплопроводности стенки для алюминиевых испарителей в диапазоне температур от 263 до 243 К находятся в пределах и =200 203 Вт/мК.

Коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности испарителя рассчитывается для пузырькового режима течения парожидкостной смеси хладагента в процессе кипения:

, (5)





где о,о- плотность соответственно жидкого и парообразного хладагента при


температуре кипения То;

о- коэффициент теплопроводности жидкого хладагента при температуре То;

о- коэффициент кинематической вязкости жидкого хладагента при То;

о - коэффициент поверхностного натяжения жидкого хладагента на границе с насыщенным паром;

q - плотность теплового потока.

Значения теплофизических диаметров хладагента при температуре кипения. Коэффициент поверхностного натяжения для хладагента R600а при То=243 К составляет

о = 16,710-3Н/м, при То = 273 К - о = 12,010-3 Н/м, для промежуточных значений То, о вычисляется методом линейной интерполяции, при То = 253 К - о = 13,610-3 Н/м

Плотность теплового потока в процессе кипения хладагента R600а определяется по формуле:

, (6)



где и- средняя скорость парожидкостной смеси хладагента в испарителе ;

d- внутренний диаметр каналов испарителя;

Тс1 - температура внутренней стенки испарителя;

А - коэффициент, зависящий от температуры кипения хладагента.

Средняя скорость потока хладагента определяется из условия неразрывности потока:

, (7)

где vи - средний удельный объем хладагента в испарителе.

, (8)

где v2 = 0,0473 м3/кг, v5 =0,4819 м3/кг - удельный объем хладагента в точках 2 и 5 цикла холодильного агрегата;

Хи - среднее значение массового расходного паросодержания хладагента в процессе кипения в испарителе:

Хи = 0,5·(1 - Х2)=0,5·(1-0,095)=0,4525, (9)

где Х2 - массовое расходное паросодержание хладагента на входе в испаритель.

Коэффициент А для хладагента R600а в диапазоне температур кипения То= 243  263 К вычисляется из соотношения:


А = 0,0085То –1,223 = 0,928, (10)

Вследствие высокой теплопроводности материала стенки испарителя разность температур (Тсi - То) рекомендуется задавать в пределах (0.5  0,8) К.

В связи со сложным характером теплообмена между воздухом и наружной поверхностью испарителя, обусловленный одновременно протекающими процессами конвективного теплообмена и теплообмена излучением, коэффициент теплоотдачи на наружной оребренной поверхности испарителя складывается из двух составляющих:

=  + = 4,2394 + 1,0853 =5,3225 [Вт/м2·К], (11)

где  - коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние конвективного теплообмена;

- коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние лучистого теплообмена.

Средняя величина конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи ’ при свободной конвекции воздуха у поверхности испарителя рассчитывается по уравнению:

,

где Nuи - критерий Нуссельта;

d - наружный диаметр каналов испарителя;

в - коэффициент теплопроводности влажного воздуха при температуре Tw=0,5(Ткмс2)=0,5(255+254) = 254,5К;

Ткм - заданная температура воздуха в камере;

Тс2 = 254К - температура наружной поверхности испарителя.

, (12)



где Рrв - число Прандтдя для воздуха при Tw, характеризующее соотношение молекулярных свойств в процессе переноса теплоты Рrв =0,713;

Сг - число Грасгофа, характеризующее эффективность подъемной силы, вызывающей свободную конвекцию воздуха.

, (13)

где g - ускорение свободного падения;

=1/Ткм = 3,9210-3 К-1 - температурный коэффициент объемного расширения воздуха;

в= 11,8710-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости воздуха при температуре Тw.

Температура наружной поверхности испарителя Тc2 зависит от температуры кипения и температуры в камере. Для испарителя морозильной камер Тc2 = То + (1  2 ) К, для испарителя холодильной камеры - Тc2 = То+(2  10) К

На процесс конвективного теплообмена оказывают также влияние такие факторы, как термическое сопротивление слоя снегового покрова, образующегося на поверхности испарителя, термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя. С учетом влияния перечисленных факторов уравнение для расчета конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи  принимает следующий вид:

, (14)

где сн - допустимая толщина слоя снегового покрова на поверхности испарителя, составляющая, в среднемсн = 0,002 м;

сн - коэффициент теплопроводности слоя снегового покрова, сн=0,12 Вт/мК;

Rкн - термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя, в среднем,

Rкн= 4,510-3 м2К/Вт.

Лучистая составляющая коэффициента теплоотдачи  рассчитывается на основе закона Ньютона-Рихмана:

, (15)

где q - плотность теплового потока на наружной поверхности испарителя.

Величина плотности теплового потока вычисляется из уравнения:

, (16)

где  - постоянная Стефана-Больцмана.  = 5,6710-8 Вт/м2 К4

с - коэффициент полного нормального излучения поверхности, в расчетах принимается равным с =0,9.

в - коэффициент полного нормального излучения влажного воздуха, принимается, в среднем, равным в = 0,3.

После расчета коэффициента теплоотдачи на наружной поверхности испарителя по уравнению (3) вычисляется значение коэффициента теплопередачи Ки,


площадь внутренней поверхности каналов испарителя вычисляется из соотношения:

Fи =Fи /и =/6=0,2158 м2,

Длина трубопровода испарителя - из известной зависимости:

, (17)

Для морозильной камеры морозильника или комбинированного холодильника – морозильника выбираем испаритель, выполненный в виде пространственного змеевика с листовым оребрением. Испаритель состоит из трех горизонтальных секций, каждая из которых состоит из нескольких витков трубопровода с оребрением в виде приваренных точечной сваркой листов железа. При известном внутреннем объеме можно задается внутренними размерами морозильной камеры:

ширина а = 0,454м, глубина b = 0,482 м, высота h = 0,717м

Расстояние между полками, т.е. горизонтальными секциями испарителя, можно принять равным h1 = 0,26м тогда число горизонтальных секций составит N = h / h1 = 2,76

Первая секция испарителя располагается в верхней части камеры, а остальные - с заданным по высоте шагом.

^ 6.6.3.2. Расчет испарителя холодильной камеры.

Необходимая площадь теплопередающей поверхности испарителя рассчитывается из уравнения:

,

где Q - тепловая нагрузка на испаритель;

Ки - коэффициент теплопередачи;

Ти - средняя логарифмическая разность температур.

Средняя логарифмическая разность температур рассчитывается из соотношения:

,

где Тв1=276К - температура воздуха в камере холодильника в конце рабочей части цикла;

Тв2 =278К- температура воздуха в камере холодильника в начале рабочей части цикла;

То = 263К - температура кипения холодильного агента.

Коэффициент теплопередачи испарителя вычисляется из уравнения.



где  - коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности каналов испарителя;

- коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя;

и =0,002 - толщина стенки каналов испарителя;

и =202 Вт/мК - коэффициент теплопроводности стенки испарителя;

Еи - коэффициент эффективности оребрения

и =3 - коэффициент оребрения испарителя.

,

где F'и - площадь внутренней поверхности каналов испарителя.

Коэффициент теплопередачи испарителя для системы «No frost» рассчитывается по формуле:

Кип = 1,5 Ки =37,0077 Вт/м2К

Значение коэффициента теплопроводности стенки для алюминиевых испарителей в диапазоне температур от 263 до 243 К находятся в пределах и =200 203 Вт/мК.

Коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности испарителя рассчитывается для пузырькового режима течения парожидкостной смеси хладагента в процессе кипения:

,





где о,о- плотность соответственно жидкого и парообразного хладагента при температуре кипения То;

о- коэффициент теплопроводности жидкого хладагента при температуре То;

о- коэффициент кинематической вязкости жидкого хладагента при То;

о - коэффициент поверхностного натяжения жидкого хладагента на границе с насыщенным паром;

q - плотность теплового потока.

Значения теплофизических диаметров хладагента при температуре кипения. Коэффициент поверхностного натяжения для хладагента R600а при То = 243 К составляет о = 16,710 -3 Н/м, при То = 273 К - о = 12,010-3 Н/м, для промежуточных значений То, о вычисляется


методом линейной интерполяции, при То = 263 К - о = 15,110-3 Н/м.

Плотность теплового потока в процессе кипения хладагента R600а определяется по

формуле: ,

где и- средняя скорость парожидкостной смеси хладагента в испарителе;

d- внутренний диаметр каналов испарителя;

Тс1 - температура внутренней стенки испарителя;

А - коэффициент, зависящий от температуры кипения хладагента.

Средняя скорость потока хладагента определяется из условия неразрывности потока:

,

где vи - средний удельный объем хладагента в испарителе.

,

где v2 = 0,0293 м3/кг, v5 =0,3309 м3/кг - удельный объем хладагента в точках 2 и 5 цикла холодильного агрегата;

Хи - среднее значение массового расходного паросодержания хладагента в процессе кипения в испарителе:

Хи = 0,5·(1 - Х2)=0,5·(1-0,084)=0,458 ,

где Х2 - массовое расходное паросодержание хладагента на входе в испаритель.

Коэффициент А для хладагента R600а в диапазоне температур кипения То= 243  263 К вычисляется из соотношения:

А = 0,0085·То –1,223 = 1,0125,

Вследствие высокой теплопроводности материала стенки испарителя разность температур (Тсi - То) рекомендуется задавать в пределах (0.5  0,8) К.

В связи со сложным характером теплообмена между воздухом и наружной поверхностью испарителя, обусловленный одновременно протекающими процессами конвективного теплообмена и теплообмена излучением, коэффициент теплоотдачи на наружной оребренной поверхности испарителя складывается из двух составляющих:

=  + = 7,534 + 1,3326 =8,8666 [Вт/м2·К],

где  - коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние конвективного теплообмена;

- коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности испарителя, учитывающий влияние лучистого теплообмена.

Средняя величина конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи  при свободной конвекции воздуха у поверхности испарителя рассчитывается по уравнению:

,

где Nuи - критерий Нуссельта;

d - наружный диаметр каналов испарителя;

в - коэффициент теплопроводности влажного воздуха при температуре Tw=0,5(Ткмс2 ) = 0,5(276+269) = 272,5К;

Ткм - заданная температура воздуха в камере;

Тс2 = 269К - температура наружной поверхности испарителя.

,



где Рrв - число Прандтдя для воздуха при Tw, характеризующее соотношение молекулярных свойств в процессе переноса теплоты Рrв =0,712;

Сг - число Грасгофа, характеризующее эффективность подъемной силы, вызывающей свободную конвекцию воздуха.

,

где g - ускорение свободного падения;

=1/Ткм = 3,62×10-3 К-1 - температурный коэффициент объемного расширения воздуха;

в= 11,87×10-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости воздуха при температуре Тw.

Температура наружной поверхности испарителя Тc2 зависит от температуры кипения и температуры в камере. Для испарителя морозильной камер Тc2 = То + (1  2 ) К, для испарителя холодильной камеры - Тc2 = То+(2  10) К

На процесс конвективного теплообмена оказывают также влияние такие факторы, как термическое сопротивление воды, образующегося на поверхности испарителя, термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя. С учетом влияния перечисленных факторов уравнение для расчета конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи  принимает следующий вид:

,

где в - условная толщина слоя воды на поверхности испарителя, принимается равной

в = 0,001 м;

в- коэффициент теплопроводности воды, в=0,56 Вт/мК;

Rкн - термическое сопротивление контакта оребрения с трубами испарителя, в среднем,

Rкн = 4,5×10-3 м2 К/Вт.

Лучистая составляющая коэффициента теплоотдачи  рассчитывается на основе закона Ньютона-Рихмана:

,

где q - плотность теплового потока на наружной поверхности испарителя.

Величина плотности теплового потока вычисляется из уравнения:

,

где  - постоянная Стефана-Больцмана,  = 5,67×10-8 Вт/м2 К4

с - коэффициент полного нормального излучения поверхности, в расчетах принимается равным с =0,9.

в - коэффициент полного нормального излучения влажного воздуха, принимается, в среднем, равным в = 0,3.

После расчета коэффициента теплоотдачи на наружной поверхности испарителя по уравнению (3) вычисляется значение коэффициента теплопередачи Ки,

площадь внутренней поверхности каналов испарителя вычисляется из соотношения:

Fи =Fи /и =0,3712/6=0,1237 м2,

Длина трубопровода испарителя - из известной зависимости:

,

^ 6.6.3.3. Конструктивные параметры испарителя холодильной камеры

Для холодильной камеры комбинированного холодильника – морозильника выбираем испаритель, выполненный в виде пространственного змеевика с листовым оребрением, расположенный вертикально.

^ 6.6.4. Тепловой и конструкторский расчет конденсатора морозильной камеры.


6.6.4.1. Тепловая стабилизация

Зона тепловой стабилизации включает в себя нагнетательный патрубок компрессора, нагнетательный трубопровод и часть конденсатора. На участке тепловой стабилизации происходит отвод теплоты от перегретых паров хладагента за счет теплообмена с окружающей средой. Температура паров хладагента снижается до температуры насыщения при данном давлении, т.е. до температуры конденсации.

Площадь теплопередающей поверхности участка тепловой стабилизации рассчитывается из уравнения:

,

где Qt - количество теплоты, отводимой от хладагента на участке тепловой стабилизации;

Кt - коэффициент теплопередачи;

ΔТt - средняя логарифмическая разность температур. Количество теплоты, отводимой от хладагента в зоне тепловой стабилизации, рассчитывается из соотношения:

Qt = (i7 - i8) ×Ga = (721,09·103 – 629,76·103) ×1,29·10-3 = 117,816Вт,

где i7 , i8 - энтальпия соответственно перегретых и насыщенных паров хладагента, определяемая из расчета цикла холодильного агрегата;

Средняя логарифмическая разность температур вычисляется следующим образом:

,

где Tc1 = 351,95К - температура стенки нагнетательного патрубка у выхода из компрессора;

Тc2 = 306К - температура стенки конденсатора в конце участка тепловой стабилизации.

При проведении расчетов температура Tс1, в среднем, принимается равной Tс1 = Т7 - 20К, температура Тс2 задается из условия: Тс2 = ТK – 2К.

Коэффициент теплопередачи участка тепловой стабилизации рассчитывается из уравнения:

,

где α1t, α2t коэффициенты теплоотдачи соответственно на внутренней и наружной поверхностях;

λм - коэффициент теплопроводности материала трубопроводом при температуре Тс = 0,5(Tс1 + Tс2) = 338,975К


δс - толщина стенки трубопровода.

Коэффициент теплопроводности для трубопроводов из меди при Т=273К составляет

λм = 393 Вт/м · К, при Т = 373К – λм = 385 Вт/м · К, для промежуточных значений температуры вычисляется на основе приведенных данных методом линейной интерполяции.

Коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности участка тепловой стабилизации рассчитывается на основе критериального уравнения:

,

где Nu1t - число Нуссельта, характеризующее интенсивность теплоотдачи от паров хладагента;

λ1t - коэффициент теплопроводности паров хладагента при температуре Тх = 0,5 [(T7 -15) + Тk] =332,475К;

d1k - внутренний диаметр трубопровода.

,где ε - коэффициент гидравлического сопротивления;

Re1t - число Рейнольдса, характеризующее соотношение сил инерции и сил вязкости в потоке паров хладагента;

Рr1t -число Прандтля, характеризующий соотношение молекулярных свойств переноса количества движения и теплоты и определяемый при температуре Тx.

,

где W1t - средняя скорость хладагента на участке тепловой стабилизации;

υ1t = 0,2418× 10-6 м2/с - коэффициент кинематической вязкости хладагента при температуре Тx.

,

где υ7, υ8 - удельный объем перегретых и насыщенных паров хладагента, определяемый при расчете цикла холодильного агрегата.



где Δ - эквивалентная абсолютная шероховатость внутренней поверхности трубопровода, для медных трубопроводов Δ = 1,5×10-6 м.

Коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности участка термической стабилизации рассчитывается как сумма двух составляющих:

2t = КТ +ЛТ = 10,352 + 2,1003 =12,4523 [Вт/м2·К],

коэффициента теплоотдачи αкт учитывающего влияние конвективного теплообмена, и коэффициента теплоотдачи αлт учитывающего влияние теплообмена избиением:



где Nu2t - число Нуссельта;

λв =2,688×10-2 Вт/м·К - коэффициент теплопроводности воздуха при температуре Тос;

d2K - наружный диаметр трубопровода.





где Рrв =0,699 - число Прандтля для воздуха при температуре Тос;

Сгt - число Грасгофа, характеризующее эффективность подъемной силы, которая вызывает свободно-конвективное движение потока:



где β = 1 / T - температурный коэффициент объемного расширения воздуха;

Тст = 0,5(Тс1с2) = 328,975К - средняя температура наружной поверхности участка тепловой стабилизации;

υв - коэффициент кинематической вязкости воздухе при температуре Tст.

Лучистая составляющая коэффициента теплоотдачи рассчитывается на основе закона Ньютона - Рихмана:



где qЛТ - плотность теплового потока, определяемая из уравнения:



где σ = 5,67 × 10-8 Вт / м ·К - постоянная Стефана - Больцмана;

εс = 0,9 - коэффициент полного нормального излучения поверхности конденсатора;


εв = 0,3 - коэффициент полного нормального излучения влажного воздуха.

^ 6.6.4.2. Конденсация хладагента

Площадь теплопередающей поверхности основной части конденсатора, в которой происходит процесс конденсации хладагента, вычисляется из уравнения:



где Qк - тепловая нагрузка конденсатора;

Кк - коэффициент теплопередачи конденсатора;

ΔТк - средняя разность температур.

Тепловая нагрузка конденсатора рассчитывается следующим образом:



где qк - удельное количество теплоты, отводимой от конденсатора, определяемое в результате расчета цикла холодильного агрегата, qк = 295,78 кДж/кг

Средняя разность температур представляет собой разность между температурой конденсации хладагента и температурой окружающей среды:

ΔTк = Tк - Tос =328 – 305 = 23К

Коэффициент теплопередачи конденсатора рассчитывается из уравнения



где α - коэффициент теплоотдачи конденсирующегося хладагента, приведенный к внутренней поверхности конденсатора;

α - коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности конденсатора;

ψк - коэффициент оребрения конденсатора.

Коэффициент теплоотдачи на внутренней поверхности при конденсации хладагента рассчитывается из уравнения:



где С – коэффициент, зависящий от расположения каналов: для горизонтального С= 0,07; для вертикального C = 0,11

λк - коэффициент теплопроводности жидкого хладагента при температуре Тк;

Vк - коэффициент кинематической вязкости жидкого хладагента при температуре Тк;

1к - определяющий размер конденсатора;

ΔТ1K - средняя разность между температурой конденсации хладагента и температурой


внутренней стенки.

Разность температур ΔТ1K в расчетах принимается равной (1 ÷ 2) К. Определяющий размер конденсатора зависит от пространственного расположения его каналов. Для конденсаторов с вертикальным расположением каналов величина 1к соответствует высоте конденсатора: 1к = (0,8÷1,2)м. Для конденсаторов с горизонтальным расположением каналов за определяющий размер принимается внутренний диаметр трубопровода.

Коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности конденсатора рассчитывается как сумма двух составляющих: коэффициента теплоотдачи, учитывающего влияние конвективного теплообмена и коэффициента теплоотдачи, учитывающего влияние теплообмена излучением:

α = αкл =10,2567+2,0651=12,3218Вт/м2·К

Конвективная составляющая коэффициента теплоотдачи рассчитывается ив критериального уравнения теории подобия:



где Nuк - число Нуссельта;

λв - коэффициент теплопроводности воздуха при температуре Тос;

d - наружный диаметр трубопровода.

Значение критерия Нуссельта рассчитывается в зависимости от расположения каналов конденсатора. Для конденсаторов с горизонтальным расположением каналов число Нуссельта рассчитывается из уравнения:



Число Грасгофа вычисляется из соотношения:



где δ = 1/ T - температурный коэффициент объемного расширения воздуха;

Тск = Тк - (2÷3)К - средняя температура наружной поверхности конденсатора;

Vв - коэффициент кинематической вязкости воздуха при температуре Тос.

Лучистая составляющая коэффициента теплоотдачи рассчитывается на основе закона Ньютона - Рихмана:



где qл - плотность теплового потока.

Плотность теплового потока при лучистом теплообмене рассчитывается по уравнению с

учетом средней температуры поверхности конденсатора Тск, полученное в результате расчета по уравнению значение представляет собой площадь наружной оребренной поверхности конденсатора. Площадь внутренней поверхности конденсатора определяется с учетом коэффициента оребрения:



На основе значения площади внутренней поверхности и внутреннего диаметра трубопровода рассчитывается длина трубопровода конденсатора, шаг змеевика, задается шаг ребер для проволочно - трубных конденсаторов и вычисляется количество ребер.





оставить комментарий
страница8/10
Дата22.09.2011
Размер1.23 Mb.
ТипМетодические указания, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   10
хорошо
  1
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2014
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Документы

Рейтинг@Mail.ru
наверх