Процессы в теплообменных аппаратах судовых холодильных установок, их тепловые расчеты

Косновным теплообменным аппаратам парокомпрессионных холодильных машин относятся конденсаторы и испарительные ап­параты (испарители для охлаждения жидких хладоносителей, воз­духоохладители и батареи непосредственного охлаждения), а также рассольные (водяные) воздухоохладители и рассольные бата­реи. Дополнительными теплообменными аппаратами являются ре­генеративные теплообменники, переохладители, промежуточные охладители и промежуточные сосуды.

Тепловые расчеты теплообменных аппаратов проводятся с целью определения необходимой площади их теплопередающей поверх­ности, по которой можно подбирать аппараты из числа серийно вы­пускаемых промышленностью.

При тепловом расчете любого из аппаратов используются урав­нения теплового баланса и теплопередачи.

Уравнение теплового баланса теплообменного аппа­рата

Q= m_т.с(i_т1 –i_т2) = m_х.с(i_х2 – i_х1),(3.1)

где Q — тепловой поток воспринимаемый теплообменным аппаратом, Вт или кВт; m_т.с и m_х.с — массовые расходы теплой и холодной среды в аппарате, кг/с; i_т1 и i_х1 — удельные энтальпии теплой и холодной среды на входе в ап­парат, Дж/кг или кДж/кг; i_т2 и i_х2 — удельные энтальпии теплой и холодной среды на выходе из аппарата, Дж/кг или кДж/кг.

Если через теплообменный аппарат проходят однофазные сре­ды, то уравнение теплового баланса можно представить в виде

Q = m_т.с∆t_т.с = m_х.с∆t_х.с, (3.2)

где с_т.с и c_х.с — удельные теплоемкости, соответственно теплой и холодной сре­ды, Дж/(кг*К) или кДж/(кг*К); ∆t_т.с = t_т1 — t_т2— разность температур теп­лой среды на входе и выходе из аппарата, °С; ∆t_х.с = t_х2 – t_х1— разность тем­ператур холодной среды на выходе и входе в аппарат, °С.

Уравнение теплопередачи в аппарате:

Q = kFθ = q_FF (3.3)

где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м²-К) или кВт/(м²-К); F — площадь теплопередающей поверхности, м²; θ — средний логарифмический температур­ный напор, К; q_F — плотность теплового потока, Вт/м² или кВт/м².

Для прямоточных и противоточных аппаратов величину θ опре­деляют так:

θ = , (3. 4)

где θ_б и θ_м — больший и меньший температурные напоры на концах аппарата в местах входа и выхода теплообменивающихся сред, К.

При θ_б/θ_M ≤ 1,7 вместо среднего логарифмического можно использовать средний арифметический температурный напор:

Θ = (θ_б + θ_м)/2. (3.5)

В аппаратах с перекрестным движением сред средний темпера­турный напор, подсчитанный по формуле (2.24) или (2.25) для про­тивотока, умножается на поправочный коэффициент ε_θ, значение которого зависит от температурных параметров: p_Т = ∆t_х.с/(t_Т1 –t_х1) и R = ∆t_т.с/∆t_х.с. Значения ε_θ лежат в пределах от 0,7 до 1,0. Для конденсаторов и испарителей ε_θ = 1.

Коэффициент теплопередачи аппарата k может быть определен так:

k = 1/R = 1/(R_н + R_ст + R_вн), (3.6)

где R — общее тепловое сопротивление аппарата (м²-К)/Вт или (м²-К)/кВт; R_н,R_сти R_вн — тепловые сопротивления соответственно наружное, стенки и внутреннее, (м²-К)/Вт или (м²-К)/кВт.

Интенсификация теплообмена в аппаратах достигается оребрением теплопередающей поверхности со стороны наибольшего теп­лового сопротивления с целью создания турбулентности движения (для конденсаторов и испарителей — со сто­роны хладагента, для воздухоохладителей и охлаждающих бата­рей— со стороны воздуха). Оребрение теплопередающей поверх­ности аппаратов позволяет уменьшить их массу и габариты в 1,5— 2 раза.

Интенсифицировать теплообмен в кожухотрубных и кожухозмеевиковых конденсаторах можно также за счет использования спе­циальных проволочных интенсификаторов, разрушающих и стяги­вающих на себя пленку конденсата, а в кожухотрубных и кожухозмеевиковых затопленных испарителях с кипением хладагента в межтрубном пространстве — путем нанесения на наружную поверх­ность труб пористых металлизационных покрытий с особой микро­структурой, благоприятствующей парообразованию.

Расчеты показывают, что при равных среднелогарифмических температурных напорах между хладагентом и хладоносителем при­менение труб с пористым металлизационным покрытием эффектив­нее, чем оребренных: примерно в 1,5 раза уменьшаются габарит­ные размеры и масса аппаратов, так как трубы с покрытием в 1,4— 1,8 раза легче, чем оребренные.

Теплообмен в кожухотрубных и кожухозмеевиковых испарителях с внутритрубным кипением хладагента увеличивают применением трубок с внутренним продольным оребрением. Оребрение выполняется заодно с трубкой или в виде вставной звездоч­ки. Интенсифицировать теплообмен в таких испарителях можно, кроме того, за счет рециркуляции хладагента, осуществляемой струйным насосом, который в этом случае заменяет обычное дрос­сельное устройство (ТРВ).

Рециркуляция в испарителе хладагента струйным насосом позволяет по сравнению с традиционной схемой с дросселем сокра­тить на 20—25% габаритные размеры испарителя. При этом на 1—2% повышается экономичность холодильной машины, а также надежность всей установки (в результате исключения из схемы дросселя).

Эффективными являются также пластинчатые и пластинчато-реб­ристые теплообменные аппараты. Они превосходят традиционные кожухотрубные аппараты по массо-габаритным и энергетическим показателям. Так, для хладоновых холодильных машин пластинчатые конденсаторы по сравнению с кожухотрубными могут иметь приведенные массу M/Q и объем V/Q меньше соответственно в 1,7 и 4 раза.

Основные показатели, характеризующие процессы теплообмена в некоторых наиболее распространенных теплообменных аппара­тах парокомпрессионных холодильных машин, приведены в •табл.3.1.

Таблица 3.1. Основные показатели, характеризующие процессы теплообмена в аппаратах парокомпрессионных холодильных машин

Расчетный тепловой поток в рассольных (водяных) испарите­лях принимается обычно равным наибольшей рабочей холодопроизводительности установки Q_H=^;Q₀, а в конденсаторах он склады­вается из холодопроизводительности и индикаторной мощности установленного компрессора Q_K=Q₀ + N_i, т. е. принимается с не­большим запасом (без учета потерь теплоты компрессором и на­гнетательным трубопроводом в окружающую среду). Для установок с винтовыми компрессорами тепловой поток конденсатора уменьшается на тепловой поток маслоохладителя.

Тепловой поток в воздухоохладителях

Q_B=Q_оп/i (3 7)

где Q_оп — теп­ловой поток, отводимый от охлаждаемого помещения;

i — число воздухоохладителей, обслуживающих помещение.

Тепловой поток в охлаждающих батареях при непосредствен­ном и рассольном охлаждении Q_б = Q_оп.

Тепловые потоки в регенеративных теплообменниках, переохла­дителях, промежуточных охладителях и промежуточных сосудах определяются путем расчета холодильных циклов.

Площадь теплопередающей поверхности конденсаторов и испа­рителей, определенную по уравнению (3.3), увеличивают при­мерно на 10% с учетом того, что в процессе эксплуатации часть по­врежденных трубок может быть заглушена.

Необходимая объемная подача циркуляционного насоса (рас­сольного) V_р (м³/с) и забортной воды, охлаждающей конденсатор, V_w (м³/с) определяется так:

V_p=Q₀/𝜌_pc_P(t_р1—t_p2); (3 8)

V= Q/𝜌_wc_wХ(t_w2 – t_w1) (3 9)

где 𝜌_р и с_р — соответственно плотность, кг/м³, и удель­ная теплоемкость, кДж/(кг-К) рассола, определяемые по таблицам теплофизических свойств рассола;

(t_p1—t_p2) —разность температур рассола на входе и выходе из испарителя, К,

𝜌_w и c_w — плотность и удельная теплоемкость охлаждающей воды (для морской воды 𝜌_w=1025 кг/м³, c_w=3,98 кДж/(кг-К);

(t_w2—t_w1) —разность темпе­ратур охлаждающей воды на выходе и входе в конденсатор, К.

Объемная подача вентиляторов воздухоохладителя, отнесенная к стандартным параметрам воздуха V_в (м³/с), определяется по фор­муле

V_в=v_стQ_и/(i₁—i₂) (3 10)

где v_ct — удельный объем воздуха при стандартных параметрах (v = 0,84 м³/кг); i и i₂ — удельные эн­тальпии влажного воздуха, кДж/кг, определяемые по d, i-диаграмме влажного воздуха в зависимости от его температуры и относи­тельной влажности на входе в воздухоохладитель (t_в1,φ) и выходе из него (t_В2, φ₂).

Необходимое давление р на стороне нагнетания насосов и вен­тиляторов определяется гидравлическим расчетом теплообменных аппаратов, всасывающего и нагнетательного трубопроводов системы. Для рассольного насоса обычно р_р = 0,25 -- 0,30 МПа, для насоса забортной охлаждающей воды p_w = 0,15—0,25 МПа, для вентиляторов трюмных воздухо­охладителей р_в=0,4 - 1,0 кПа. Насосы и вентиляторы подби­рают по каталогам.

В тех случаях, когда компрес­сор обеспечивает работу несколь­ких испарительных аппаратов с различными температурами ки­пения хладагента (например, в холодильных установках провизи­онных кладовых), рекомендуется проводить проверку соответствия холодопроизводительности выбранных испарительных аппаратов и холодопроизводительности компрессора. Эта проверка проводится с помощью графика совмещенных характеристик ком­прессора и испарительных аппаратов.

На характеристику компрессора Q₀—f(t₀) при постоянных час­тоте вращения (n=const) и температуре конденсации (t_к=const) в том же масштабе наносятся характеристики испарительных ап­паратов Q_оп = f(t₀)_; которые при непосредственном охлаждении строятся так:

(3 11)

где Q_ои — холодопроизводительность (тепловой поток) испарительного аппара­та, кВт; k — коэффициент теплопередачи испарительного аппарата, кВт/(м²-К); F_и.факт — фактическая площадь теплопередающей поверхности испарительного аппарата, м²; с — коэффициент, учитывающий влияние снеговой шубы (с = 1,1- 1,2); t_оп — температура в охлаждаемом помещении (камеры), К; t₀— температура кипения хладагента в испарительном аппарате, К.

Общий вид графика совмещенных характеристик компрессора Q₀ = f(t₀) и трех испарительных аппаратов показан на рис. 3.7 .

Рис.3.7 . График совмещенных харак­теристик компрессора и испаритель­ных аппаратов

Характеристики испарительных аппаратов (1, 2 и 3) представля­ют собой наклонные прямые, выходящие из точек на оси абсцисс, соответствующих температурам воздуха в охлаждаемых помеще­ниях (t_оп1, t_оп2и t_оп3). Характеристика испарительного аппарата 3 имеет наклонную и горизонтальную части, так как на линии отвода хладагента из этого аппарата установлен пропорциональный регу­лятор давления «до себя», с помощью которого поддерживается постоянной температура кипения хладагента в ап­парате t'₀₃, соответствующие абсциссе точки излома характеристи­ки А'₃.

Регуляторы давления «до себя» устанавливаются на линиях отвода хлад­агента из тех аппаратов, в которых необходимо поддерживать более высокие температуры кипения.

Точки пересечения характеристик испарительных аппаратов с характеристикой компрессора (А_1, А₂ и А_з) являются рабочими точками, абсциссы которых определяют температуру кипения хлад­агента в аппаратах (t₀₁, t₀₂ и t₀₃), а ординаты — холодопроизводительности компрессора (Q₀₁, Q₀₂ и Q₀₃) при работе на данный испарительный аппарат.

Суммарная характеристика испарительных аппаратов (1 + 2 + 3) находится графическим сложением их ординат. Точка пере­сечения суммарной характеристики аппаратов с характеристикой компрессора (точка Б) определяет температуру кипения хладаген­та t₀, соответствующую давлению на всасывании, и холодопроизводительность компрессора при работе на все испарительные аппа­раты Q₀. При этом холодопроизводительности и температурные на­поры аппаратов 1 и 2 уменьшаются. Например, холодопроизводительность аппарата 1 уменьшается с Q₀₁ до Q'₀₁ а температурный напор аппарата ∆t₁ = t_оп1 — t₀₁ уменьшается до ∆t₁'.

График совмещенных характеристик компрессора и испари­тельных аппаратов может быть использован не только для провер­ки соответствия холодопроизводительности компрессора и испари­тельных аппаратов при проектировании, но и для анализа работы холодильной установки в эксплуатационных условиях.

В процессе эксплуатации графики совмещенных характеристик можно строить по показаниям штатных контрольно-измерительных приборов.