Материал: Создание лабораторно-опытного образца установки с использованием теплового насоса

4.2 Выбор параметров процессов водоаммиачного цикла машины

Для обеспечения концентрации слабого раствора ξ = 0.148 высшую температуру в генераторе принимаем равной 170°С. Температуру конденсации хладагента принимаем равной 45°С. Низшую температуру ректификации принимаем на 12°С выше температуры конденсации, то есть 57°С.

4.2.1 Расчет процессов водоаммиачного цикла машины с выравнивающим газом

Количество тепла, отводимое окружающим воздухом от конденсатора, ккал/кг,

Количество тепла, отводимое воздухом от жидкостного трубопровода, соединяющего конденсатор с газовым теплообменником, ккал/кг,

Количество тепла, подводимое слабым раствором к крепкому, ккал/кг,

Энтальпия крепкого раствора на выходе из жидкостного теплообменника, ккал/кг,

Удельное количество флегмы, стекающей из воздушного ректификатора в генератор, кг/кг,

Количество тепла, отводимое от ректификатора воздухом, ккал/кг,

Количество тепла, затрачиваемое на выпаривание 1 кг хладагента в генераторе, ккал/кг,

Тепловой баланс

Тепло, подводимое:

к генератору q_hR = 549.90 ккал/кг

к испарителю q_ои = 221.65 ккал/кг

Итого: 771.55 ккал/кг

Тепло, отводимое:

от абсорбера q_a = 319.65 ккал/кг

от конденсатора q_k = 263.67 ккал/кг

от ректификатора q_R = 190.10 ккал/кг

Итого: 773.42 ккал/кг

Значения параметров точек, необходимых для расчета рабочих процессов парогазового кругооборота, сведены в табл. 4.1 Значения параметров точек, необходимых для расчёта рабочих процессов водоаммиачного цикла машины, сведены в табл. 4.2.

Таблица 4.1

Значения параметров точек, необходимых для расчета рабочих процессов парогазового кругооборота

Состояние вещества	Обозначение	Тем-ра,°С	Давление		Концентрация		Энтальпия
			общее	парциальное	пара	жидкости	пара	жидкости
1	2	3	4	5	6	7	8	9
Жидкий хладагент при входе до теплового контакта с трубкой ответвленного потока	6'	35	20	20		0.998	307.9	39
Жидкий хладагент перед входом в испаритель	6"	5	20			0.998		-51
Хладагент в начале испарителя	7-10	-10	20	2.96		299.05		-10.68"	7-2	-2	20	4.06		300.98
Богатая парогазовая смесь при выходе из испарителя	8	2	20	3.76
Богатая парогазовая смесь при входе в абсорбер	10	40	20	3.76		328.9		-18.6
Бедная парогазовая смесь при выходе из теплообменника	12		20	2.66
Слабый раствор при входе в абсорбер	3	50	20	2.36	0.954	0.148	348.15	0.785
Крепкий раствор при выходе из абсорбера	4	50	20	3.46	0.979	0.364	333.18	-5
Пар при входе в конденсатор	5	55	20	20	0.998	0.862	315.07	38.8
Бедная парогазовая смесь при выходе из абсорбера	11	45	20	2.66			335.03	-10.6

Таблица 4.2

Значения параметров точек, необходимых для расчёта рабочих процессов водоаммиачного цикла машины

Состояние вещества	Обозначение	Температура,°С	Давление		Концентрация аммиака		Энтальпия
			общее	парциальное	пара	жидкости	пара	жидкости
Слабый раствор при выходе из генератора	2	170	20	20		0.148	501.33	150
Слабый раствор на выходе из жидкостного теплообменника	3	85	20	2.36		0.148		6.43
Пар и равновесный ему раствор при выходе из генератора	d	140	20	20	0.836	0.264	418.8	105.4
Пар и равновесный ему раствор при выходе из ректификатора	b	57	20		0.998	0.862	316.9	34.5
Жидкий хладагент при выходе из конденсатора	6	45	20	20		0.998		51.4

4.2.2 Коэффициенты холодильной машины

Теоретический тепловой коэффициент общего практического цикла без учета потерь, вызываемых присутствием инертного газа:

Расчетный тепловой коэффициент общего практического цикла машины с учетом присутствия выравнивающего газа, но без учета внешних потерь:

Действительный тепловой коэффициент машины будет несколько отличаться от расчетного вследствие потерь тепла "горячим" узлом машины (генератор - жидкостный теплообменник) и холода газовым теплообменником. На основе опытных данных принимаем потери тепла "горячим" узлом равными ≈15% от тепла, подводимого к генератору; потери холода газовым теплообменником равными 10% от тепла, подводимого к генератору; потери холода газовым теплообменником равными 10% от тепла, подводимого к испарителю. Действительный расход тепла в генераторе на 1 кг хладагента составит, ккал/кг,

Действительная холодопроизводительность 1 кг хладагента составит, ккал/кг,

Действительный тепловой коэффициент машины при принятых расчетных данных:

Действительный КПД машины:

4.2.3 Определение тепловых нагрузок или производительности аппаратов

Для определения тепловых нагрузок аппаратов машины определим количество циркулирующего (испаряющегося) хладагента через испаритель в час при холодопроизводительности машины Q₀ = 14 ккал/час и холодопроизводительности 1 кг хладагента q_0д= 199 ккал/кг, кг/час,

Производительность отдельных аппаратов, ккал/час,

где q - холодопроизводительность отдельных аппаратов на 1 кг хладагента

Абсорбер Q_a = 0.0704-319.65 = 22.4 ккал/час

Газовый теплообменник Q_{г. т} = 0.0704-172 = 12.1 ккал/час

Жидкостный теплообменник Q_{Ж. T} = 0.0704-421 = 29.6 ккал/час Конденсатор Q_к = 0.0704-263.67 = 18.5 ккал/час

Воздушный ректификатор Q_ВR = 0.0704-190.1 = 13.35 ккал/час

Генератор Q_hR = 0.0704-549.9 = 38.5 ккал/час.

4.3 Тепловой расчет и конструирование аппаратов абсорбционно-диффузионной холодильной машины

4.3.1 Расчет испарителя

Принятая конструкция испарителя представляет собой оребренную трубку (ребра прямые):

Холодопроизводительность испарителя Q₀= 14 ккал/час.

Определение поверхности испарителя производим по средним и средневзвешенным параметрам и величинам, характеризующим теплоотдачу от воздуха в камере к поверхности испарителя, теплоотдачу от внутренней поверхности испарителя к потокам хладагента и парогазовой смеси, а также процесс испарения. Теплопередающая поверхность испарителя, м^2,

где Θ_m - разность температур между средневзвешенной температурой в холодильной камере и средней температурой испарителя,°С;

Коэффициент теплопередачи, ккал/м²·час·°С,

где α₁ - коэффициент теплоотдачи от воздуха к поверхности испарителя принимаем равным 10 ккал/м²·час·°С; α₁ = 10 ккал/м²·час·°С.

Термическое сопротивление δ/λ не учитывается ввиду очень незначительной толщины трубки;

α₂ - коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки канала и испаряющегося хладагента к движущейся парогазовой смеси, ккал/м²·час·°С.

α₂ = 0.75·α_x* а_х = 200 ккал/м²·час·°С (принимаем по приближенным значениям).

Коэффициент 0,75 учитывает то, что поверхность, смачиваемая жидким хладагентом, составит около 75% внутренней поверхности испарителя.

F₁ - внутренняя поверхность испарителя, м^2,

 

₂ - оребренная поверхность испарителя, м^2,

Коэффициент оребрения поверхности испарителя

Коэффициент теплопередачи испарителя, ккал/м²·час·°С,

Теплопередающая поверхность испарителя, м^2,

Холодопроизводительность конструктивно принятой поверхности испарителя, ккал/час,

то есть отвечает потребной холодопроизводительности.

4.3.2 Расчет конденсатора

Конструкцию конденсатора принимаем в виде оребренной трубки Ш11x1,0. Ребра прямые h_р = 45 мм, b_р = 33 мм, δ_Р = 0,6 мм. Расстояние между ребрами 6,5 мм, Z_p = 36.

Производительность конденсатора 18.5 ккал/час.

Теплопередающая поверхность конденсатора подсчитывается по формуле, м²,

где Q_k - производительность конденсатора;

К_к - коэффициент теплопередачи конденсатора;

Δt - температурный перепад между основной поверхностью

(трубой) конденсатора и окружающим воздухом.

Ввиду незначительных сопротивлений со стороны стенки трубы, последние при определении коэффициента теплопередачи не учитываются:

где α₁ - коэффициент теплоотдачи от конденсируемого агента к стенке трубы;

α₂ - коэффициент теплоотдачи от ребристой поверхности к воздуху;

.9 - коэффициент ухудшения теплоотдачи в связи с рёбрами насаженными, а не монолитными. Коэффициент теплоотдачи от холодильного агента к стенке трубы рассчитывается по формуле для конвективного теплообменника при изменении агрегатного состояния [35]:

Расчётный коэффициент М принимаем по графику Городинской для NH₃ М= 5.6.

Тепловой поток подсчитываем ориентировочно, задавшись К= 60 и длину трубы приняв 1.5 м, ккал/м^2,

где t_c - температура агента при входе в оребрённую часть конденсатора, принимаем равной 52°С;

t_b - температура воздуха, поступающего в конденсатор, равная 32°С;

t_b ' - температура нагретого воздуха, уходящего из конденсатора, равная 36°С;

t_н - температура наружной стенки трубы, принимаем равной 48°С.

Средняя температура воздуха, омывающего конденсатор:

Коэффициент теплоотдачи от ребристой поверхности принимаем α₂=10 ккал/м²-час·°С.

Поверхность гладкой трубы конденсатора, м^2,

Поверхность оребренной трубы конденсатора, м^2,

Коэффициент теплопередачи конденсатора, ккал/м²·час·°С,

Теплопередающая поверхность конденсатора, м^2,

Расчетная длина оребренной трубы конденсатора, м,

Конструктивно принятая длина оребренной части конденсатора l=0.48 м.

4.3.3 Расчет абсорбера

Принятая конструкция абсорбера представляет собой трубу Ш16х1,6; l = 3500 мм.

Производительность абсорбера 22,4 ккал/час.

Теплопередающую поверхность абсорбера определяем по формуле, м²:

где Θ_m - разность температур окружающего воздуха и поверхности абсорбера.

Коэффициент теплопередачи абсорбера, ккал/м²·час·°С,

где α₁ - коэффициент теплоотдачи со стороны парогазовой смеси и раствора к стенке канала; α₂ - коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности абсорбера к воздуху.

Так как толщина стенки трубки незначительна, применяем формулу коэффициента теплопередачи для плоской стенки.

Коэффициент теплоотдачи со стороны раствора и парогазовой смеси к стенке канала:

где 0,1 - доля смачивания периметра канала раствором при заполнении объема абсорбера в расчете 5%, причем толщина слоя раствора по оси канала будет около 2мм. Для водоаммиачного раствора коэффициент теплоотдачи принимаем 150 ккал/м²·час·°С. Коэффициент теплоотдачи от парогазовой смеси принимаем 60 ккал/м²·час·°С. Коэффициент теплоотдачи от потоков парогазовой смеси и раствора к внутренней поверхности абсорбера, ккал/м²·час·°С,

Коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности абсорбера к окружающему воздуху принимаем: α₂ = 10 ккал/м^2· час·С.

Коэффициент теплопередачи абсорбера, ккал/м²·час·°С,

Среднелогарифмическая разность температур между температурами абсорбции и охлаждаемого воздуха,°С,

Теплопередающая поверхность абсорбера, м^2,

Поверхность абсорбера, принятая конструктивно, равна 0,175 м². Эта поверхность обеспечивает необходимые условия процессов, как теплообмена, так и массообмена.

Выводы

На основании проведённого анализа можно сделать вывод, что абсорбционные холодильные машины по ряду перечисленных факторов являются более совершенными и могут быть признаны экономически и экологически перспективными.

Применение сушильно-холодильных установок с использованием тепловых насосов в качестве теплогенератора при сушке за счет экономии энергии вторичных теплоносителей позволяет повысит эффективность производства.

Применение тепловых насосов позволяет создание комплекса тепло-холод для охлаждения продуктов и использования тепла для сушки.

Список литературы

1.      Вургафт А.В., Галимова Л.В. Массоотдача при сопутствующей ректификации в генераторах АХМ / Известия вузов. Пищевая технология. - 1974. - № 5.

2.      Вургафт А.В., Галимова Л.В. Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора в стекающей пленке на вертикальной трубе // Холодильная техника. - 1974. - № 2.

.        Гохштейн Д.П. Использование отходов тепла в тепловых насосах. - М. - Л.: Госэнергонздат, 1955. - 80 с. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок. - М.: Энергия, 1969. - Э68 с.

.        Pietsch, J. A. The unitary heat pump industry - 25 years of progress. ASHRAE Jnl., Vol. 19, Pt.7, pp 15-18, July 1977.

.        Мартыновский В.С. Тепловые насосы. - М. - Л.: Госэнергонздат, 1955. - 192 с. Циклы, схемы и характеристики термотрансформаторов. - М.: Энергия, 1979. - 285 с.

.        Бродянский В.М. Эксергетнческнй метод термодинамического анализа. - М.: Энергия, 1973. - 296 с.

.        Зысин В.А. Отопительные установки с тепловым насосом. Работы ЦКТИ. Кн.4, вып.1. - М. - Л.: Машгнз, 1947, с.31-39. Комбинированные парогазовые установки н циклы. - М. - Л.: Госэнергонздат, 1962. - 186 с.

.        Каплан А.М. Тепловые насосы, их техннко-экономяческне возможностя и области применения. Работы ЦКТИ. Кн.4, вып.1. - М. - Л.: Машгнз, 1947, с.3-30.

.        Ложкин А.Н. Трансформаторы тепла, - М. - Л.: Машгнз, 1948. - 200 с.

.        Розенфельд Л.М., Звороно Ю. С, Оносовский В.В. Применение фреоновой холодильной машины для охлаждения и динамического отопления, - Теплоэнергетика, 1961, № 6, с 12-16.

.        Butler С., Ferranti F. fridge-heater, Arch. J. Info. Sheet ч 28,J.1, May 31, 1956.

.        Kell, J. R. and Martin, P. L. The Nuffield College heat pump J. Inst. Heating & Ventil, Engnrs., pp 33 3-356, Jan. 1963,Ундриц Г.Ф. Использование холодильных машин для целей отопления. - Изв. Энергет. ин-та им.Г.М. Кржижановского, 1933, т.1, с.107-132

.        Янтовский Е. И, Пустовалов Ю.В., Янков В.С. Теплонасосные станции в энергетике. - Теплоэнергетика, № 4, 1978, с.13-19.

.        Гомелаури В.И., Везиришвили О.Ш. Опыт разработки и применения теплонаносных установок. - Теплоэнергетика, № 4, 1978, с.22-25.

.        Бадылькес И.С., Данилов РД. Абсорбционные холодильные машины. - М.: Пищевая промышленность, 1966. - 335 с.

.        Блиер Б.М., Вургафт А.В. Теоретические основы проектирования абсорбционных термотрансформаторов. - М.: Пищевая промышленность, 1971. - 199 с.

.        Блиер Б.М., Галимова Л.В. Анализ термодинамического совершенства выпарных элементов абсорбционных холодильных машин // Труды Всесоюзной научно-технической конференции по термодинамике. Сборник докладов секции "Новые технические схемы и циклы." - Л., 1969.

.        Быков А.В., Калнинь И.М., Крузе А.С. Холодильные машины и тепловые насосы. - М.: Агропромиздат, 1988. - 286 с.

.        Вургафт А.В., Галимова Л.В. Массоотдача при сопутствующей ректификации в генераторах АХМ / Известия вузов СССР. Пищевая технология. - 1974. - № 5.

.        Вургафт А.В., Галимова Л.В. Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора в стекающей пленке на вертикальной трубе // Холодильная техника. - 1974. - № 2.

.        Галимова Л.В. Результаты экспериментального исследования и методика расчета вертикального пленочного генератора абсорбционной водоаммиачной холодильной машины // Тезисы докладов Всесоюзной конференции "Совершенствование процессов, машин и аппаратов холодильной и криогенной техники и кондиционирования воздуха". - Ташкент, 1977.

.        Галимова Л.В., Вургафт А.В. Изменение температурного напора по высоте вертикального пленочного генератора абсорбционной холодильной машины // Холодильная техника. - 1979. - № 7.

.        Галимова Л.В. К методике расчета выпарного элемента генератора АХМ // Тезисы докладов научно-технической конференции "Повышение эффективности использования теплообмен-ных аппаратов холодильных машин". - Астрахань, 1980.

.        Галимова Л.В. Использование агрегата АБХА-2500 для целей отопления на Астраханском заводе резиновой обуви // Холодильная техника. - 1983. - № 4.

.        Галимова Л.В. Тепловой насос на базе АБХА-2500 // Тезисы докладов Всесоюзного научно-практического семинара "Тепловые насосы в народном хозяйстве СССР". - Калининград, 1990.

.        Галимова Л.В., Голиков Ф.Д. Исследование возможности применения тепловых насосов в схемах очистки сточных вод гальванопроизводства. Вестник Астраханского технического института рыбной промышленности и хозяйства. - М., 1993.

.        Гуйго Э.И. и др. Теоретические основы хладотехники.Ч.I. Термодинамика. - М.: Колос, 1994. - 286 с.

.        Гуйго Э.М. и др. Теоретические основы хладотехники.Ч. II. Тепломассообмен. - М.: Колос, 1994. - 367 с.

.        Дзино А.А., Тимофеевский Л.С., Ковалевич Д.А. Синтез термодинамических циклов одноступенчатой бромистолитиевой холодильной машины // Холодильная техника. - 1992. - № 6.

.        Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы. - М.: Энергоиздат, 1982. - 218 с.

.        Розенфельд Л.М., Ткачев А.Г. Холодильные машины и аппараты. - М.: Издательство торговой литературы, I960. - 650 с.

.        Сакун И.А. и др. Холодильные машины. - Л.: Машиностроение, 1985. - 504 с.

.        Сакун И.А. и др. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. - Л.: Машиностроение, 1987. - 418 с.

.        Розенфельд Л.М., Ткачёв А.Т. "Холодильные машины и аппараты", стр.338