Расчет конденсатора с воздушным охлаждением

спецификая1.cdw

Конденсатор воздушного
Секция трубной решотки
-6g x 25 ГОСТ 7805-70
Шайба C 16.37 ГОСТ 10450-78

Расчет конденсатора с воздушным охлаждением.doc

Воздушный конденсатор холодильной машины служит для отвода теплоты в окружающую среду. Главным фактором влияющим на режим работы кондесатора и установки в целом является температура окружающей среды величина которой определяет прежде всего значение температуры конденсации.
Температура кондесации зависит также от теплопередающей способности конденсатора которая в свою очередь обусловлена конструкцией аппарата. В воздушных конденсаторах на эффективность теплопередачи влияет прежде всего теплоотдача со стороны воздуха представляющая наибольшее термическое сопротивление.
Применение воздушного охлаждения конденсаторов позволило значительно сократить применение прямоточного и оборотного водоснабжения а использование водопроводных сетей стало исключением.
В настоящее время к холодильным установкам предъявляют всё более жёсткие санитарно-технические требования в целях предотвращения загрязнения водоёмов сокращения расхода пресной воды и др. В связи сэтим использование воздушного охлаждения конденсаторов холодильных машин становится всё более актуальной задачей. Этому способствует также широкий экспорт холодильных машин в страны с ограниченнымиводными ресурсами.
Несмотря на то что системы с воздушным охлаждением конденсаторов в сравнении с водяным имеют более низкую начальную стоимость меньшие эксплуатационные расходы и более просты в обслуживании их эксплуатация связана с решением ряда проблем. Основными недостатками воздушных конденсаторов являются шум при работе вентиляторов более высокая температура конденсации и соответственно повышенное энергопотребление в жаркое летнее время а также необходимость применения специальных устройств (следовательно усложнение схемы машины и её большая стоимость) для регулирования давления конденсации в хоодный период года при низкой окружающей температуре.
Однако преимущества воздушного охлаждения конденсаторов гораздо существеннее. Снижение уровня шума можно добиться путём выбора оптимального профиля лопаток вентилятора. Для стран с сухим климатом целесообразно снижать температуру конденсации за счёт мелкодисперсного распыления воды в поток входящего в аппарат воздуха.
Конденсатор с литым оребрением выполняется из медных труб наружным диаметром и толщиной стенки . Наружный диаметр силуминовой отлитой трубы. Геометрические характеристики оребрения: высота ребра шаг ребер толщина ребра в основании вершины — ребро круглое трапециевидного сечения. Расположение труб в пучке — шахматное поперечный шаг труб продольный шаг труб. Рабочий хладагент— R22. Тепловая нагрузка на конденсатор. Температура конденсации
Рис. 1. Схема движения теплоносителя в конденсаторе; П. К ОХЛ — зоны соответственно снятия перегрева конденсации охлаждения.
Расчетная температура наружного воздуха вычисляется по формуле
Где — среднемесячная температура самого жаркого месяца — максимальная температура воздуха в данной местности .Подогрев воздуха в конденсаторе принимают равным т. е.
Средняя температура воздуха в аппарате и теплофизические свойства при . ; ; ;
Температура конденсации .
Примем следующую схему распределения температур между теплоносителями в условно принятых зонах конденсатора:
а) снятие перегрева пара (охлаждение до температуры насыщения)
б) конденсация паров хладагента ;
в) охлаждение жидкого хладагента ;
Тепловые потоки в условно принятых зонах конденсатора рассчитывают по следующим соотношениям:
Значение температур воздуха в этих зонах:
Где - массовый расход воздуха через конденсатор для снятия заданной тепловой нагрузки кгс;
Массовый расход воздуха
Средний температурный напор при снятии перегрева
Средний температурный напор при конденсации
Средний температурный напор при охлаждении жидкого хладагента
Безразмерные температурные параметры для аппарата
Функция эффективности аппарата
Задаемся количеством труб в одном фронтальном ряду N = 10 принимаем размер фронтального сечения определяем площадь живого конденсатора
Скорость воздуха в живом сечении аппарата
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха определяем по формуле Юдина
Для шахматного пучка труб и
Величина сz зависит от количества рядов труб по глубине; при
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
Приведенная высота круглого ребра
Эффективность круглого ребра трапециевидного сечения
Где — теплопроводность ребра ; — средняя толщина ребра.
Чтобы учесть неравномерность толщины ребра по его высоте в расчет вводится поправка в зависимости от отношения при а коэффициент эффективности ребра с учетом поправки
Площади поверхности 1 м оребренной трубы:
Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с трубой
Приведенный коэффициент теплоотдачи
Коэффициенты теплоотдачи от хладагента в условно принятых зонах снятия перегрева пара и охлаждения жидкого хладагента рассчитываются по формулам
— длина оребренной трубы конденсатора;
при условии что определяющая
температура где и — среднемассовая температура
теплоносителя на входе и выходе трубы:
Массовый расход аммиака
Скорость движения пара в зоне снятия перегрева
Скорость движения жидкости в зоне охлаждения жидкости
где — площадь сечения
Критерий Рейнольдса критерий Прандтля где — коэффициенты теплопроводности динамическая вязкость и удельная изобарная теплоемкость теплоносителя; — площадь проходного сечения и периметр трубы где
Эквивалентный диаметр
Теплофизические характеристики пара определяем при
при определяем теплофизические характеристики жидкого аммиака;
1. Зона снятия перегрева пара.
Коэффициент теплоотдачи определяется из критериального уравнения
где критерий Рейнольдса Для труб с коэффициент для пря-
Коэффициент теплоотдачи
2. Зона конденсации паров аммиака.
Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующего аммиака определяется по уравнению
где — коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося аммиака;
— расходное массовое паросодержание потока на входе и выходе из участка конденсации Тогда
Удельный тепловой поток со стороны воздуха отнесенный к внутренней поверхности трубы
Коэффициент оребрения поверхности трубы
— термическое сопротивление вследствие загрязнения внутренней поверхности конденсатора.
Удельный тепловой поток со стороны агента отнесенный к внутренней поверхности трубы
Площадь наружной поверхности данной зоны
тогда коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующего аммиака
3. Зона охлаждения жидкого аммиака.
Коэффициент теплоотдачи со стороны жидкого аммиака
где критерий Рейнольдса
Рис. 2. Графический метод определения температуры стенки и средней плотности теплового потока
Коэффициент теплопередачи
для зоны снятия перегрева
для зоны конденсации
В связи с малыми значениями коэффициента теплопередачи в зонах снятия перерегрева и охлаждения жидкого аммиака лучше перейти на использование гладкиx стальных труб. Тогда площадь живого сечения конденсатора в этих зонах
Скорость воздуха в живом сечении
Критерий Рейнольдса
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в зоне снятия перегрева
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в зоне охлаждения жидкого аммиака
Конструктивный расчет
1.Зона снятия перегрева пара.
Площадь наружной поверхности
Площадь 1 м гладкой трубы Общая длина трубы
Количество труб по глубине Принимаем 5 рядов труб в вертикальном ряду. Глубина зоны
2. Зона конденсации паров хладагента.
Общая длина труб необходимая для создания такой площади поверхности
Количество труб по глубине
принимаем 5 рядов. Глубина аппарата
Аэродинамическое сопротивление оребренной поверхности
3.Зона охлаждения жидкого аммиака.
Площадь наружной поверхности
Количество труб по глубине
В связи с тем что в зонах снятия перегрева и охлаждения жидкого аммиака использовались гладкие трубы аппарат получился металлоемким; целесообразно применить трубы с наружным и внутренним оребрением либо только с наружным но с меньшим коэффициентом оребрения по сравнению с трубами используемыми для зоны конденсации.
Для этих зон шаг между ребрами не меняя других параметров.
Площади поверхности 1 м оребренной трубы
Коэффициент оребрения поверхности трубы Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с трубой
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
Площадь живого сечения для зоны снятия перегрева и охлаждения жидкого аммиака
Аэродинамический расчет конденсатора
1. Зона снятия перегрева.
Принимаем 2 трубы по глубине зоны.
2. Зона охлаждения жидкого аммиака
Принимаем 1 трубу по глубине зоны.
Глубина аппарата Габа-
ритные размеры Полное аэродинамическое
сопротивление конденсатора
По общему расходу воздуха и напору подбираем марку вентилятора.
Принимаем осевой вентилятор МЦ №10 с подачей воздуха и напором 98 Па [5].

1 Kursovaya XM.doc

Техническое задание 3
Описание проектируемого компрессора 4
Термодинамический расчет холодильного компрессора 4
2. Стандартный режим 6
Определение геометрических размеров 8
Газодинамический расчет компрессорной машины 9
1. Расчет полосового клапана 9
2. Расчет нагнетательного патрубка 10
3. Расчет всасывающего патрубка 10
Выбор электродвигателя 11
Динамический расчет 12
Прочностные расчеты 14
1. Поверочный расчет днища поршня 15
2. Проверочный расчет поршневого пальца 15
3. Прочностной расчет шатунных болтов 15
4. Прочностной расчет цилиндра 16
5. Прочностной расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров 16
6. Прочностной расчет болтов для крепления противовесов 16
7. Поверочный расчет нижней шейки шатуна 17
8. Поверочный расчет верхней шейки шатуна 17
9. Поверочный расчет бобышек под поршневой палец 17
Расчет противовесов 18
Проверочный расчет подшипников 19
Список литературы 21
Разработать и спроектировать поршневой холодильный непрямоточный компрессор по следующим техническим данным:
– холодопроизводительность 35кВт;
Холодильный агент R22
Охлаждение цилиндровпарами холодильного агента
Исполнение бессальниковый
Холодопроизводительность
Температура хладоносителя
на выходе из испарителя tx 2= 00C
на входе в конденсатор tв 1 = 300C
Описание проектируемого компрессора
Проектируемый компрессор – холодильный поршневой одноступенчатый непрямоточный двухцилиндровый вертикальный с блок-картерным исполнением простого действия безкрейцкопфный со встроенным электродвигателем бессальниковый со свободно-принудительной системой смазки (смазка от насоса и разбрызгиванием) стационарный со среднетемпературным режимом работы фреоновый средней холодопроизводительности.
Смазка механизма движения осуществляется как с помощью разбрызгивания так и с помощью шестеренчатого маслонасоса.
Норма расхода смазки для цилиндров составляет . Применяются масла типа ХФ-22-18.
В компрессоре применяются чугунные поршни клапаны на всасывании и нагнетании приняты согласно расчетам – полосовые.
Охлаждение цилиндров – парами холодильного агента (R22). Пар через всасывающий патрубок проходит через электродвигатель охлаждая его гильзу и затем идет на всасывание. Место посадки уплотнено специальными паранитовыми прокладками.
Ротор электродвигателя выполняет роль маховика. Маховик в свою очередь является аккумулятором энергии поршневого компрессора позволяющим преодолеть инерцию механизма движения в мертвых точках.
Маслонасос шестеренчатый встроенного типа. Масло после маслонасоса подается на смазку в пары трения через сверление в валу и шатуне. При этом перед попаданием в маслонасос оно проходит фильтр грубой очистки.
Подшипниковые опоры – шариковые двухрядные.
Термодинамический расчет холодильного компрессора
Температуру фреона на входе в испаритель
Температуру кипения в испарителе можно найти из выражения
Температуру воды на выходе из конденсатора
Температуру конденсации примем равной .
Для фреоновых компрессоров температура на всасывании .
Температура переохлаждения для фреоновых компрессоров определяется из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника.
Имея температуры строим цикл ХМ для рабочего режима в
Рисунок 2.1 – ip–диаграмма рабочнго цикла.
Таблица 2.1 – Значения параметров в характерных точках рабочего цикла
Для рабочего цикла определяем отношение давлений
Определяем удельную массовую холодопроизводительность:
Удельная работа адиабатного сжатия в конденсаторе
Удельная нагрузка на конденсаторе
Определяем удельную объемную холодопроизводительность:
Удельная тепловая нагрузка на регенератор
Действительная объемная производительность
Мощность адиабатного сжатия
Коэффициент плотности λпл=0957 при =366
Коэффициент подогрева
Эффективная мощность
Индикаторная мощность
Определяем коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме
Задаемся величиной тогда
Находим теоретическую объемную производительность компрессора:
Для рабочего цикла определяем мощность электродвигателя в следующем порядке:
2 Расчет стандартного среднетемпературного режима
Для среднетемпературного стандартного режима принимаются следующие температуры:
Строим стандартный цикл ХМ в ip-диаграмме.
Таблица 2.2 – Значения параметров в характерных точках стандартного цикла
Для стандартного режима определяем отношение давлений
Коэффициент плотности λпл=095 при =417
Дальнейший расчет будем вести для рабочего режима.
Определение геометрических размеров
Принимаем V-образную схему компрессора.
Для непрямоточных машин величина =SD=055 08. Значение средней скорости поршня см для безкрейцкопфных поршневых компрессоров должна лежать в пределах от 2 до 45 мс. Ход поршня принимаем S=66мм и частоту вращения коленвала n = 24 обс тогда
cm= 2*S*n = 2*0066*24 = 3.17 мс.
Определяем диаметр поршня ступени:
Задаемся величиной .
Подбираем электродвигатель 4А 160S4 У3 мощностью 15 кВт и частотой 1500 обмин .
Крутящий момент можно найти по формуле:
Для стали 40Х вид термообработки улучшение допустимое касательное напряжение составляет . Отсюда можно найти касательное напряжение при кручении:
Приближенно диаметр шейки коленвала изготовленного из стали 40Х можно определить по формуле:
Исходя из конструктивных соображений принимаем d=35 мм.
Диаметр шейки коленвала
Относительная длина шатуна .
Масса поступательно движущихся частей определяем по найденному значению D пользуясь графиком в методических указаниях [1] :
Газодинамический расчет компрессорной машины
1. Расчет полосового клапана
Суммарная площадь проходного сечения в щелях клапана равна
fвс=132hmaxln = 1321810–30053 = 35610–4 м2.
вс = М(ρвс fвс) = 021(153835610–4) = 3835 мс.
Расчетная эквивалентная площадь всасывающего клапана
где m= 2Sn = 2006624 = 3168 мс – средняя скорость поршня.
Действительная эквивалентная площадь всасывающего клапана
где – коэффициент расхода щели.
Условие Фдейст ≥ Фрасч выполняется.
fнаг=132hmaxln = 1321810–30051 = 118810–4 м2.
наг = М(ρнаг fнаг) = 021(50118810–4) = 3535 мс.
Расчетная эквивалентная площадь нагнетательного клапана
Действительная эквивалентная площадь нагнетательного клапана
2. Расчет нагнетательного патрубка
Скорость холодильного агента в нагнетательном патрубке:
Принимаем проходное сечение нагнетательного патрубка cн = 35 мс (для по [1] табл. 4.2).
Диаметр нагнетательного патрубка:
Принимаем dн = 25 мм.
3. Расчет всасывающего патрубка
Скорость холодильного агента во всасывающем патрубке:
Принимаем проходное сечение нагнетательного патрубка при cвс = 35 мс.
Диаметр всасывающего патрубка:
Принимаем dвс = 34 мм.
Выбор электродвигателя
Мощность электродвигателя:
Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4АК закрытый обдуваемый (ГОСТ 19523-81).
Мощность электродвигателя Nэд=15 кВт. типоразмер 160S4У3 скольжение s=5% частота вращения 1460 обс КПД 89% cos φ = 086 МмахМном=22 Ip=22А Up= 305 В m = 160 кг.
Эффективный холодильный коэффициент поршневого компрессора:
Маховый момент маховика равен:
где - максимальная по площади площадка между усредняющей осью и графиком ;
- масштаб тангенциальных сил;
- масштаб длины окружности;
= 1200 – степень неравномерности вращения коленчатого вала .
MмахDкр> MмахDрасч значит условие выполняется.
Обозначение в программе
(все силы в кH углы в градусах )
модуль Fтр.пс = 0.093 Fтр.вр = 0.062 Pr.2= 2.906
alfa= 0.0 x=0.0000 Pg1= -10.632
J= 3.389 Psum= -4.244 N= 0.000
delta= 0.0 Pshat= -4.244 T= 0.000 Z= -4.244
alfa= 20.0 x=0.0023 Pg1= -5.216
J= 3.099 Psum= 0.883 N= 0.051
delta=23.3 Pshat= 0.881 T= 0.349 Z= 0.809
alfa= 31.6 x=0.0057 Pg1= -2.906
J= 2.688 Psum= 2.781 N= 0.247
delta=36.7 Pshat= 2.770 T= 1.656 Z= 2.221
alfa= 40.0 x=0.0089 Pg1= -2.906
J= 2.304 Psum= 2.398 N= 0.260
delta=46.2 Pshat= 2.384 T= 1.720 Z= 1.650
alfa= 60.0 x=0.0186 Pg1= -2.906
J= 1.202 Psum= 1.296 N= 0.189
delta=68.3 Pshat= 1.282 T= 1.191 Z= 0.474
alfa= 80.0 x=0.0300 Pg1= -2.906
J= 0.040 Psum= 0.134 N= 0.022
delta=89.4 Pshat= 0.132 T= 0.132 Z= 0.001
alfa=100.0 x=0.0414 Pg1= -2.906
J= -0.966 Psum= -0.872 N= -0.144
delta=109.4 Pshat= -0.860 T= -0.811 Z= 0.285
alfa=120.0 x=0.0516 Pg1= -2.906
J= -1.694 Psum= -1.601 N= -0.233
delta=128.3 Pshat= -1.584 T= -1.243 Z= 0.981
alfa=140.0 x=0.0594 Pg1= -2.906
J= -2.133 Psum= -2.040 N= -0.222
delta=146.2 Pshat= -2.028 T= -1.128 Z= 1.685
alfa=160.0 x=0.0643 Pg1= -2.906
J= -2.345 Psum= -2.251 N= -0.131
delta=163.3 Pshat= -2.247 T= -0.645 Z= 2.153
alfa=180.0 x=0.0660 Pg1= -2.906
J= -2.404 Psum= -2.311 N= -0.000
delta=180.0 Pshat= -2.311 T= -0.000 Z= 2.311
J= -2.404 Psum= -2.497 N= -0.000
delta=180.0 Pshat= -2.497 T= -0.000 Z= 2.497
alfa=200.0 x=0.0643 Pg1= -2.991
J= -2.345 Psum= -2.523 N= 0.146
delta=196.7 Pshat= -2.519 T= 0.723 Z= 2.413
alfa=220.0 x=0.0594 Pg1= -3.272
J= -2.133 Psum= -2.592 N= 0.282
delta=213.8 Pshat= -2.577 T= 1.433 Z= 2.142
alfa=240.0 x=0.0516 Pg1= -3.836
J= -1.695 Psum= -2.718 N= 0.396
delta=231.7 Pshat= -2.689 T= 2.111 Z= 1.666
alfa=260.0 x=0.0415 Pg1= -4.899
J= -0.966 Psum= -3.052 N= 0.504
delta=250.6 Pshat= -3.010 T= 2.840 Z= 0.999
alfa=280.0 x=0.0300 Pg1= -6.988
J= 0.040 Psum= -4.135 N= 0.683
delta=270.6 Pshat= -4.078 T= 4.078 Z= -0.044
alfa=297.1 x=0.0202 Pg1= -10.640
J= 1.029 Psum= -6.799 N= 1.018
delta=288.5 Pshat= -6.722 T= 6.373 Z= -2.138
alfa=300.0 x=0.0186 Pg1= -10.632
J= 1.201 Psum= -6.618 N= 0.964
delta=291.7 Pshat= -6.547 T= 6.083 Z= -2.421
alfa=320.0 x=0.0089 Pg1= -10.632
J= 2.304 Psum= -5.516 N= 0.599
delta=313.8 Pshat= -5.483 T= 3.958 Z= -3.794
alfa=340.0 x=0.0023 Pg1= -10.632
J= 3.099 Psum= -4.721 N= 0.274
delta=336.7 Pshat= -4.713 T= 1.867 Z= -4.327
alfa=360.0 x=0.0000 Pg1= -10.632
J= 3.389 Psum= -4.431 N= 0.000
delta=360.0 Pshat= -4.431 T= 0.001 Z= -4.431
1. Поверочный расчет днища поршня
Днище поршня рассчитываем как круглую плиту заделанную по периметру.
Расчетное напряжение изгиба:
где – максимальное избыточное давление;
r– радиус заделки днища поршня;
Допускается для днища чугунных поршней что соответствует расчетам.
2. Проверочный расчет поршневого пальца
Поршневой палец рассчитывается как балка на двух опорах с равномерно распределенной нагрузкой по длине шатунного подшипника.
Напряжение в пальце:
Максимальный изгибающий момент в среднем сечении пальца:
– соответствующие отрезки (см. рис.).
Момент сопротивления изгибу:
где ; – наружный и внутренний диаметр пальца.
Допустимое значение
где – коэффициент запаса;
[] вр – толщина пальца удовлетворяет прочностным характеристикам.
3. Прочностной расчет шатунных болтов
Шатунные болты проверяются на разрыв от максимальной силы инерции поршня и шатуна и усилия затяжки .
Разрывное напряжение равно:
– площадь наименьшего сечения болта.
Рассчитывающее усилие от силы инерции шатуна:
где – масса вращающейся части шатуна без крышки
– угловая скорость вращения вала.
– из динамического расчета.
– допустимый предел текучести для стали 40Х толщина пальца удовлетворяет расчетам.
4. Прочностной расчет цилиндра
Напряжение во внутренней стенке определяется по
где pуд – удельное боковое давление на поршень
где Nmax – из динамического расчета.
Допустимое напряжение для чугуна СЧ []=10 МПа > = 99 МПа
5. Прочностной расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров
Напряжение в шпильке с учетом коэффициента затяжки паранитовой прокладки m= 14 определяются по
где pн изб pвс изб – избыточное давление нагнетания и всасывания КМ;
Fн Fвс Fпр кл – площади ограниченные средним уплотнительным контуром прокладок соответственно: в крышке на стороне нагнетания в крышке на стороне всасывания в цилиндре под клапанной доской;
dвн – внутренний диаметр резьбы шпильки;
z – количество шпилек.
[] = 50 МПа > 498 МПа = условие выполняется.
6. Прочностной расчет болтов для крепления противовесов
Напряжение в болте с учетом коэффициента затяжки n = 125 (стальная шайба)
где Rпр= mпр2rпр= 152420054 = 4666 Н — центробежная сила развиваемая противовесом (rпр– радиус центра масс противовеса);
– внутренний диаметр резьбы винта
Для стали Ст35 [] = 600 МПа > 07 МПа = условие выполняется.
7. Поверочный расчет нижней шейки шатуна
Проверяется максимальное удельное давление на вкладыш подшипника скольжения залитого баббитом
d – диаметр шатунной шейки м .
[qmax]= 11 МПа > 686 = qmax условие выполняется.
Количество теплоты отведенной в подшипнике скольжения в нижней головке шатуна пропорционально qсрv
[qcpv] = 15 МН(мс) > 646 МН(мс) = qсрv условие выполняется.
8. Поверочный расчет верхней шейки шатуна
Прочность верхней головки шатуна проверяется по Ршат мах. Удельное давление на диаметральную плоскость определяется по
Dвн – внутренний диаметр головки шатуна (без вкладыша) м.
Напряжение в верхней головке шатуна определяется по
где Dн Dвн – диаметры головки шатуна.
[] = 50 МПа > 234 МПа = условие выполняется.
9. Поверочный расчет бобышек под поршневой палец
Массовое удельное давление поршневого пальца на внутреннею поверхность бобышки
где dнар – наружный диаметр пальца м;
а – глубина захода поршневого пальца в бобышку м.
Напряжение в стенке бобышке
где D1 D2 – наружный и внутренний диаметр бобышки.
Для чугуна [] = 25 МПа > 14 МПа = условие выполняется.
Для уравновешивания сил инерции (их момента) от поступательно движущихся частей первого порядка и момента сил инерции от вращающихся масс применяют противовесы.
Необходимая масса противовеса определяется по формуле:
где R = 0033 м – радиус кривошипа;
rпр= 006 м – радиус противовеса;
mпс = 386 кг – масса поступательно движущихся частей.
Масса вращающихся частей :
где mшейки = *rшейки2* lшейки*ρ = 314*0022*0075*7220 = 068 кг
mщеки = l*b*s*ρ = 0078*003*0046*7220 = 078 кг.
mшат = 40 кг – масса шатуна;
Сила инерции от вращающихся частей
Iвр= mвр*2*R = 4576*242*0033 = 8696 Н
Iпс1= mпс*2*R = 386*242*0033 = 7337 Н
I = Iвр+ Iпс1= 8696+7337 = 16035 Н.
Из условия равновесия коленвала
I = 2*Iпр = 2*2*mпс*rпс= 16035 Н.
Характеристики противовеса и его частей сведены в таблицу
Срезанные части : треугольник
Ширина противовеса 9. Проверочный расчет подшипников
Рисунок 9.1 – Расчетная схема.
Сила от крутящего момента
По динамическому расчету определяем положение при котором силы и достигают одновременно наибольших значений при α = 2970.
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре В. Намечаем шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный(легкая узкая серия) 1208 ([3] табл. П4).
d = 40 мм; С = 190 кН; C0 = 855кН; e = 022; y = 254 для .
Эквивалентная нагрузка:
где – при вращении наружного кольца;
– коэффициент безопасности ([8] табл. 9.19);
– температурный коэффициент.
Расчетная долговечность:
Срок службы подшипника 12000 часов.
Так как то найденная долговечность приемлема.
Н.Н. Кошкин И.А. Сакуна и др. Холодильные машины. – Л.: Машиностроение 1985 – 542 с.
Е.М. Бамбушек Н.Н. Бухарин и др. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. – Л.: Машиностроение 1987 – 424 с.
Н.М. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1989.
М.И. Френкель. Поршневые компрессоры. – Л.: Машиностроение 1969 – 743 с.
Методические указания к курсовому и дипломному проектированию «Расчет и выбор самодействующих клапанов объемных холодильных компрессоров». – Сумы: «Энергетика».
В.М. Арсеньев. Методические указания к курсовому проектированию объемных компрессоров «Термодинамический расчет поршневого холодильного компрессора». – Харьков: ХПИ 1984 – 10 с.

Расчет на прочность.doc

7. Прочностные расчеты
1. Расчет толщины стенок крышек
Определяется по формуле:
-где =11 – при гидравлических испытаниях;
=10 – коэффициент прочности сварных швов по по [4] с.246 табл. 8.4.;
=12 – расчетное давление выбирается по [4] табл. 8.1.
2. Расчет толщины стенки днища
Принимаем =5мм – толщина днища.
3. Расчет на прочность трубных решеток и труб теплообменника
Условие прочности труб:
Осевое усилие в трубе:
Коэффициенты влияния давления в межтрубном пространстве:
При =086 =068 по [4] с.265.
Принимаем толщину трубной решетки =001м.
- где =1 для аппаратов с неподвижными трубными решетками.
Осевое усилие в трубе:
Условие прочности труб выполняется .
4. Условие прочности корпуса для режима испытаний
- где =134МПа для Ст20;
=0584м – средний диаметр;
=10 – коэффициент прочности продольного сварного шва по [4] с.246 табл. 8.4.
- пробное давление по [4] с.237.
=0005м – толщина корпуса.
Условие прочности выполняется .
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ к курсовой работе по дисциплине «Тепломасообмен» для студентов энергетических специальностей: СумГУ;
Методические указания к лабораторным по курсу «Тупломассоперенос» для студентов машиностроительных специальностей дневной и вечерней форм обученияВ.Н. Марченко. – Харьков: ХПИ 1987 – 46 с.
Справочник по теплообменным аппаратам П.И. Бажан Г.Е. Каневец В.М. Селиверстов – М.: Машиностроение 1989. -367с.:ил.
Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. - М.: Наука 1982. - 472 с.
Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Теплопередача» для студентов специальности 16.03 «Техника и физика низких температур» дневной формы обучения
Теплообменные аппараты холодильных установок Г.Н. Данилова С.Н. Богданов О.П. Иванов и др.; - Л.: Машиностроение 1986. – 303 с.:ил.
Калинушкин М.П. Вентиляторные установки. – М.: высшая школа 1967.-260с.

Труба.cdw

мм изготовленая из меди ГОСТ 617-90 оребрена
ребрами. Коэффициент оребрения
Наружное оребрение труб крепиться горячей оцинковкой.
Технические требования

Отчет.docx

Тема моей роботы: Расчет конденсатора с воздушным охлаждением.
Исходными данными для расчета были приняты:
Конденсатор с воздушным охлаждением тепловая нагрузка на апарат температура фреона на входе в конденсатор T=366 K температура на выходе из конденсатора T=300 К охлаждаемая среда фреон R22 с точки зрения конструкции желательно применить медные трубы D=25 мм с оребрением.
В ходе выполнении роботы были сделаны такие расчеты как
- Расчет рабочего цикла Холодильной машины;
- Конструктивный расчет;
- Аэродинамический расчет;
и - Расчет на прочность аппарата.
При расчете рабочего цикла ХМ были найдены такие параметры в узловых точках как энтальпия и температура.
В ходе теплового расчета определили площадь теплообменной поверхности она составила 1526 м2.
По результатам конструктивного расчета определили число труб в трубной решетки которое составило 220диаметром 25 мм.
В аэродинамическом расчете просчитали сопротивление оребренной поверхности суммарное сопротивление составило 961 Па это дало возможность подобрать осевой вентилятор МЦ №10 с подачей воздуха 65 м3с и напором в 98 Па.
Также аппарат рассчитывался на прочность: рассчитал толщину крышки коллектора также рассчитал на прочность трубы трубной решетки. По результатам расчета можно сделать вывод что выбраны толщины соответствуют рабочим давлениям.
Рассчитаний мною аппарат представлен на чертеже о нем можно сказать что этот конденсатор воздушного охлаждения с накатным оребрением выполняется из медных труб наружным диаметром и толщиной стенки . Геометрические характеристики оребрения: высота ребра шаг ребер толщина ребра в основании вершины ребро круглое трапециевидного сечения. Расположение труб в пучке — шахматное поперечный шаг труб продольный шаг труб. в межтрубном пространстве конденсатора воздух а в трубном фреон R22 количество труб трубной решетки составило 220.
Габаритные размеры высота 1360 мм ширина 960 мм глубина 530мм.
В качестве деталировки была выполнена секция трубной решетки которая представлена на чертеже.
У меня все спасибо за внимание!!!

Расчет конденсатора - копия.docx

Термотрансформатор на базе струйной термокомпресии
1 Описание принципиальной схемы
2 Расчет параметров цикла
3 Оценка энергоэффективности
Расчет конденсатора
2 Выбор и описание конструкции
3Тепловой и конструктивный расчет
5 Расчет гидравлических сопротивлений
6 Расчет на прочность
Содержание графической части
Схема термотрансформатора 1 формат А 1
Сборочный чертеж конденсатора 1 формат А 1
На основе показателей расчета термодинамического цикла по программному продукту было принято :
qГ=162.25 кДжкг- удельная тепловая нагрузка для горячего потока пара циркулирующего через конденсатор и субкуллер
Для заданной телопроизводительности QТН массовый расход пара через конденсатор и субкуллер составит :
Тепловая нагрузка на конденсатор
Где rКД=13857 кДжкг – теплота конденсации R134а при температуре конденсации 60 °С
Объемный расход хладагента на входе в конденсатор
Объемный расход хладагента на выходе из конденсатора
где - удельные объемы хладагента в паровой и жидкой фазах при tКД=60°С
Температура воды на выходе из конденсатора t2w=55°C
Массовый расход воды через конденсатор и субкулер
где сw- средняя теплоемкость воды в интервале температур
Температура воды на входе в конденсатор
Средняя температура воды
Полученные исходные данные для последующего расчета сведены в таблицу 2.1
Таблица 2.1 Исходные данные расчета конденсатора
Температура конденсации
Массовый расход хладагента
Объемный расход хладагента
Массовый расход воды
Конденсатор предназначен для конденсации поступающих из конденсатоотводчика паров водоаммиачного раствора . По конструкции конденсатор выполнен кожухотрубчатым с ходом газа между трубами а воды по трубам . Горячие пары раствора поступают через патрубок Б и заполняют межтрубное пространство где конденсируется и раствор в жидком состоянии выходит через патрубок В.Аналогично вода поступает через патрубок Г в трубную решетку .Пройдя четыре хода жидкость выходит через патрубок Д.
Корпус представляет собой цилиндрическую обечайку ограничивающую снаружи межтрубное пространство в аппарате . По трубному пространству аппарат ограничивают крышки.
Трубный пучок собран из труб d=10х1 .Трубы в пучке располагаются по сторонам равностороннего треугольника.
Неподвижная решетка трубчатки стягивается шпильками между фланцами корпуса и крышки а зазор между подвижной решеткой и корпусом уплотняется двумя термостойкими резиновыми кольцами подвижная решетка обеспечивает свободное удлинение труб что исключает возможность возникновения температурных напряжений.
На трубчатке снаружи одет внутренний кожух для уменьшения «мертвых» зон и обеспечения более полного обтекания трубок. Для предотвращения перетечек через радиальные зазоры внутренний кожух – корпус устанавливают уплотнительные кольца и перегородки.
Для крепления труб с целью предотвращения их прогиба и вибрации а также для организации поперечного обтекания труб в межтрубном пространстве и получения более высокой скорости среды внутри кожуха установлены поперечные перегородки .Для повышения жесткости трубного пучка и нужного дистанционирования поперечных перегородок используется система стяжных стержней и распорок . Круглые металлические стяжных стержни одним концом ввинчиваются в неподвижную трубную решетку а другим закрепляются на последней поперечной перегородке гайками.
3 Тепловой и конструктивный расчет
Массовый расход воды через конденсатор:
Где cw=4174 - удельная теплоемкость воды при ее средней температуре в конденсаторе .
В качестве поверхности теплопередачи выбираем шахматный пучок из стальных гладких труб внутренний диаметр которых dн =0012 м толщина стенок .
Приняв скорость воды в аппарате w=19
Определяем число труб в одном ходе:
Уточненное значение скорости воды при n=19;
Для расчета коэффициента теплоотдачи со стороны воды определяем число Рейнольдса и Нуссельта :
где кинематическая вязкость воды
Для турбулентного режима :
Коэффициент теплоотдачи со стороны воды :
где - теплопроводность воды
Средняя логарифмическая разность температур :
Приняв суммарное термическое сопротивление стенки трубы и загрязнений равным составим уравнение для определения плотности теплового потока со стороны воды :
Для дальнейших расчетов необходимо найти плотность теплового потока . Точное значение на данном этапе расчета установить невозможно поэтому вычисляем ориентировочное значение q приняв . Тогда
При расположении труб в решетке в вершинах правильных треугольников и по сторонам правильны концентрических шестиугольников параметр m определяется следующим образом:
Где m –число труб располагаемых по большой диагонали внешнего треугольника ;
S- горизонтальный шаг т труб:
-отношение длины трубы в аппартает к диаметру трубной решетки . Принимаем Тогда
Округляя до ближайшего нечетного числа получаем m=25Число горизонтальных рядов труб аппарате пв=m=25
Общее число труб в аппарате :
Число ходов в аппарате по воде:
Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося фреона отнесенный к внутренней поверхности труб :
- плотность жидкого
– теплопроводность жидкого
- динамическая вязкость жидкого 134a;
разность температур конденсации и стенки трубы
-коэффициент учитывающий изменение скорости пара по мере прохождения горизонтальных рядов труб и натекание с верхних рядов на нижние ;
-коэффициент учитывающий скорость пара в первом горизонтальном ряду
Где nср -среднее число труб для шахматного пучка .
Для расчета шахматного пучка труб расположенного в круглой обечайке может быть применена формула :
Где n- общее число труб
Внутренний диаметр обечайки кожуха :
Отношение расстояния между перегородками внутреннему диаметру кожуха принимаем а отношение высоты окна к внутреннему диаметру тогда
Проходное сечение при поперечном обтекании трубных пучков :
Скорость пара на входе в пучок труб
Плотность теплового потока со стороны раствора определяется следующим уравнением общего вида:
Таким образом полученные уравнения для определения плотности теплового потока .Перепишем их в общем конкретном виде :
Данная система уравнения является трансцендентной относительно q и . Наглядный и достаточно точный результат дает графоаналитический метод основанный на этом факте что установившемся режиме работы аппарата имеет место равенство
Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока как ординату точки пересечения графических зависимостей и в координатных осях
Для построения упомянутых зависимостей предварительно вычисляют значение q для ряда значений Результаты такого расчета приведены ниже .
Таблица 2.14.-Результаты расчета
По этим данным построены кривые и на рис.1.Точка пересечения кривых определяет значение qВН=8000 Втм2
Более точное значение qВН находят по итерационному выражению:
Где введено обозначение x=1k=10.75=1.333.
Рисунок 2.7 –Графоаналитическое определение плотности теплового потока в горизонтальном кожухотрубном конденсаторе.
Остальные параметры итерационного выражения вычислены ранее и имеют следующие значения :
А=2865 ; В=1018; ; q=13179 Втм2
После подстановки получаем для первого итерационного шага:
Подставив в исходное итерационное выражение вместо q` значение q`ВН получим для второго итерационного шага qВН=11921Втм2.Относительная погрешность составляет:
Ввиду достаточной точности итерационной процесс прекращаем и принимаем qВН=11921Втм2
Площадь внутренней поверхности теплопередачи:
Длина одной трубы в аппарате :
Количество перегородок
Коэффициент теплопередачи:
При поверочном расчете определяют тепловую производительность конденсатора .В итоге выявляются показатели эффективности аппарата .
Определяется передаваемый тепловой поток в случае конденсации пара:
Где С2- расходная теплоемкость холодного теплоносителя
С2- расходная теплоемкость холодного теплоносителя
Коэффициент компактносте теплообменника:
5 Гидромеханический расчет конденсатора
Основной задачей гидромеханического расчета являеться определение величины потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат может быть выражено следующими уравнениями :
где - потери давления от трения при протекания среды в каналах ;
-потери давлений от местных сопротивлений .
Гидравлическое сопротивление при внешнем поперечном обтекании пучков :
Потери давлений при поперечном омывании пучков из гладких труб :
Где Cz – поправочный коэффициент на малорядность пучков .Учитывая при
С-оправочный коэффициент на угол атаки . Принимаем угол атаки =90°
В случае поперечного обтекания сопротивления трения составляет малую долю местных сопротивлений поэтому полное сопротивление пуков :
Гидравлическое сопротивление воды при переходном и турбулентном режимах движения потока в трубах :
Коэффициент сопротивления трения :
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в крышку на входе из кришки в трубы потери при входе из труб в кришку на выходе из кришки в штуцер
Таким образом полное гидравлическое сопротивление трубок :

Конденсатор воз.cdw

Температура конденсации
Площадь поверхности теплообмена
Количество вертикальных секций 10
*. Размеры для справок
После сборки конденсатор подвергнуть гидроиспытанию
. Потение и течи не допускаются.
мм изготовленая из меди ГОСТ 617-90 оребрена
ребрами. Коэффициент оребрения
Наружное оребрение труб крепиться горячей оцинковкой.
Конденсатор воздушного
Техническая характеристика
Технические требования

Моя Работа 2003.doc

1. Зона снятия перегрева пара 15
2. Зона конденсации паров фреона 15
3. Зона охлаждения жидкого фреона 18
Конструктивный расчет 20
1. Зона снятия перегрева пара 20
2. Зона конденсации паров фреона 20
3. Зона охлаждения жидкого фреона 21
Аэродинамический расчет конденсатора 23
1. Зона снятия перегрева пара 23
2. Зона охлаждения жидкого фреона 23
Прочностные расчеты 25
1. Расчет толщины стенок крышек 25
2. Расчет на прочность трубных решеток и труб теплообменника 25
3. Условие прочности корпуса для режима испытаний 27
Список литературы 28
Конденсаторы холодильных машин
Конденсатор — теплообменный аппарат служащий для сжижения паров
хладагента путем их охлаждения. По виду охлаждающей среды конденсаторы выпускают с водяным и воздушным охлаждением. Конденсаторы с принудительным движением воздуха имеют вертикально расположенные плоские змеевики из медных или стальных оребренных труб Естественное воздушное охлаждение применяется только в холодильных машинах бытовых электрохолодильников.
Конденсаторы с водяным охлаждением бывают кожухозмеевиковые и кожухотрубные.
Пары хладогена охлаждаясь до температуры конденсации переходят в жидкое состояние. Конденсатор представляет собой трубопровод изогнутый в виде змеевика внутрь которого поступают пары хладона.
Змеевик охлаждается снаружи окружающим воздухом. Наружная поверхность змеевика обычно недостаточна для отвода тепла воздухом поэтому поверхность змеевика увеличивают за счет большого количества ребер креплением змеевика к металлическому листу и другими способами.
Конденсаторы с естественным воздушным охлаждением
В холодильных машинах старых моделей применялись листотрубчатые конденсаторы. Листотрубчатый щитовой конденсатор состоит из змеевика который приварен припаян или плотно прижат к металлическому листу выполняющему роль сплошного ребра. В листе иногда делают прорези с отбортовкой по типу жалюзи. Это увеличивает теплопередающие поверхности за счет торцов отогнутых металлических язычков и циркуляции воздуха. Диаметр труб 475-8 мм шаг 35-60 мм толщина листа 05-1 мм.
Трубы змеевика на листе обычно располагают горизонтально. В некоторых листотрубчатых конденсаторах их располагают вертикально чтобы последние витки трубопровода не нагревались от кожуха компрессора. Длина трубопровода конденсатора составляет 6500-14000 мм.
Листотрубчатый прокатно-сварной конденсатор изготовлен из алюминиевого листа толщиной 15 мм с раздутыми в нем каналами змеевика. Конденсатор имеет форму сплюснутой трубы и закреплен на задней стенке шкафа холодильной машины. При сравнительно небольших размерах конденсатор работает эффективно благодаря высокой теплопроводности алюминия и теплопередачи через однородную среду. Для более эффективной циркуляции воздуха в щите сделаны сквозные просечки. Конденсатор с одной стороны соединен трубопроводами с нагнетательной линией компрессора а с другой через фильтр и капиллярную трубку – с испарителем.
Конденсаторы с водным охлаждением
Различают кожухотрубные и кожухозмеевиковые конденсаторы.
Конденсатор кожухотрубный представляет собой цилиндрический корпус с
приваренными к нему с торцов трубными решетками. В отверстиях трубных решеток закреплены оребренные трубки малого диаметра. Таким образом внутренняя полость цилиндрического корпуса разделена на две части – межтрубную предназначенную для холодильного агента и трубную – для прохождения воды.
Внутренняя поверхность боковых крышек имеет перегородки
обеспечивающие последовательное прохождение воды. Кожухозмеевиковый конденсатор состоит из цилиндрического корпуса выполненного в виде трубы большого диаметра. Для защиты от коррозии конденсатор окрашивают черной эмалью.
Конденсаторы с воздушным охлаждением
Широкое распространение получили конденсаторы конвективного охлаждения с проволочным оребрением. Конденсатор представляет собой змеевик из медной трубки с приваренными к ней с обеих сторон (друг против друга) ребрами из стальной проволоки диаметром 12-2мм. Ребра из проволоки привариваются к трубочке точечной электросваркой или припаивают медью.
Плоские змеевики заключены в стальной лист – корпус с цилиндрической обечайкой для осевого вентилятора установленного на валу электродвигателя. Вентилятор создает сильный поперечный поток воздуха поступающий через конденсатор к электродвигателю.
Воздушный конденсатор холодильной машины служит для отвода теплоты в окружающую среду. Главным фактором влияющим на режим работы конденсатора и установки в целом является температура окружающей среды величина которой определяет прежде всего значение температуры конденсации.
Температура конденсации зависит также от теплопередающей способности конденсатора которая в свою очередь обусловлена конструкцией аппарата. В воздушных конденсаторах на эффективность теплопередачи влияет прежде всего теплоотдача со стороны воздуха представляющая наибольшее термическое сопротивление.
Применение воздушного охлаждения конденсаторов позволило значительно сократить применение прямоточного и оборотного водоснабжения а использование водопроводных сетей стало исключением.
В настоящее время к холодильным установкам предъявляют всё более жёсткие санитарно-технические требования в целях предотвращения загрязнения водоёмов сокращения расхода пресной воды и др. В связи с этим использование воздушного охлаждения конденсаторов холодильных машин становится всё более актуальной задачей. Этому способствует также широкий экспорт холодильных машин в страны с ограниченными водными ресурсами.
Несмотря на то что системы с воздушным охлаждением конденсаторов в сравнении с водяным имеют более низкую начальную стоимость меньшие эксплуатационные расходы и более просты в обслуживании их эксплуатация связана с решением ряда проблем. Основными недостатками воздушных конденсаторов являются шум при работе вентиляторов более высокая температура конденсации и соответственно повышенное энергопотребление в жаркое летнее время а также необходимость применения специальных устройств (следовательно усложнение схемы машины и её большая стоимость) для регулирования давления конденсации в холодный период года при низкой окружающей температуре.
Однако преимущества воздушного охлаждения конденсаторов гораздо существеннее. Снижение уровня шума можно добиться путём выбора оптимального профиля лопаток вентилятора. Для стран с сухим климатом целесообразно снижать температуру конденсации за счёт мелкодисперсного распыления воды в поток входящего в аппарат воздуха.
Конденсатор с накатным оребрением выполняется из медных труб наружным диаметром и толщиной стенки . Геометрические характеристики оребрения: высота ребра шаг ребер толщина ребра в основании вершины ребро круглое трапециевидного сечения. Расположение труб в пучке — шахматное поперечный шаг труб продольный шаг труб. Рабочий хладагент R22. Тепловая нагрузка на конденсатор . КПД компреора .
Рис. 1. Схема движения теплоносителя в конденсаторе; П. К ОХЛ — зоны соответственно снятия перегрева конденсации охлаждения.
Температуру фреона на входе в испаритель
Температуру кипения в испарителе можно найти из выражения
Температуру воды на выходе из конденсатора
Температуру конденсации примем равной .
Для фреоновых компрессоров температура на всасывании .
Температура переохлаждения для фреоновых компрессоров определяется из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника.
Имея температуры строим цикл ХМ для рабочего режима в
Рисунок 2.1 – ip–диаграмма рабочего цикла.
Таблица 2.1 – Значения параметров в характерных точках рабочего цикла
Для рабочего цикла определяем отношение давлений
Определяем удельную массовую холодопроизводительность:
Удельная работа адиабатного сжатия в конденсаторе:
Действительная работа адиабатного сжатия в конденсаторе:
Энтальпия рабочего вещества в точке 2:
Удельная нагрузка на конденсаторе:
Определяем удельную объемную холодопроизводительность:
Удельная тепловая нагрузка на регенератор
Действительная объемная производительность
Мощность адиабатного сжатия
Коэффициент плотности λпл=0957 при =366.
Коэффициент подогрева
Эффективная мощность
Индикаторная мощность
Определяем коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме
Задаемся величиной тогда
Находим теоретическую объемную производительность компрессора:
Для рабочего цикла определяем мощность электродвигателя в следующем порядке:
Расчетная температура наружного воздуха вычисляется по формуле:
Где — среднемесячная температура самого жаркого месяца — максимальная температура воздуха в данной местности .Подогрев воздуха в конденсаторе принимают равным т. е.
Средняя температура воздуха в аппарате и теплофизические свойства при ; ; ; ;
Температура конденсации .
Примем следующую схему распределения температур между теплоносителями в условно принятых зонах конденсатора:
а) снятие перегрева пара (охлаждение до температуры насыщения)
б) конденсация паров хладагента
в) охлаждение жидкого хладагента ;
Тепловые потоки в условно принятых зонах конденсатора рассчитывают по следующим соотношениям:
Значение температур воздуха в этих зонах:
Где - массовый расход воздуха через конденсатор для снятия заданной тепловой нагрузки кгс;
Массовый расход воздуха
Средний температурный напор при снятии перегрева
Средний температурный напор при конденсации
Средний температурный напор при охлаждении жидкого хладагента
Безразмерные температурные параметры для аппарата
Функция эффективности аппарата
Задаемся количеством труб в одном фронтальном ряду N = 10 принимаем размер фронтального сечения определяем площадь живого конденсатора
Скорость воздуха в живом сечении аппарата
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха определяем по формуле Юдина
Для шахматного пучка труб и
Величина сz зависит от количества рядов труб по глубине; при
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
Приведенная высота круглого ребра
Эффективность круглого ребра трапециевидного сечения
Где — теплопроводность ребра ; — средняя толщина ребра.
Чтобы учесть неравномерность толщины ребра по его высоте в расчет вводится поправка в зависимости от отношения при а коэффициент эффективности ребра с учетом поправки
Площади поверхности 1 м оребренной трубы:
Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с трубой
Приведенный коэффициент теплоотдачи
Коэффициенты теплоотдачи от хладагента в условно принятых зонах снятия перегрева пара и охлаждения жидкого хладагента рассчитываются по формулам
— длина оребренной трубы конденсатора;
при условии что определяющая температура где и — среднемассовая температура
теплоносителя на входе и выходе трубы:
Массовый расход фреона
Скорость движения пара в зоне снятия перегрева
Скорость движения жидкости в зоне охлаждения жидкости
где — площадь сечения
Критерий Рейнольдса критерий Прандтля где — коэффициенты теплопроводности динамическая вязкость и удельная изобарная теплоемкость теплоносителя; — площадь проходного сечения и периметр трубы где
Эквивалентный диаметр
Теплофизические характеристики пара определяем при ; ; ;
при определяем теплофизические характеристики жидкого фреона;
1. Зона снятия перегрева пара.
Коэффициент теплоотдачи определяется из критериального уравнения
где критерий Рейнольдса
Для труб с коэффициент для прямой трубы
Коэффициент теплоотдачи
2. Зона конденсации паров фреона.
Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующего фреона определяется по уравнению
где — коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося фреона;
— расходное массовое паросодержание потока на входе и выходе из участка конденсации Тогда
Удельный тепловой поток со стороны воздуха отнесенный к внутренней поверхности трубы
Коэффициент оребрения поверхности трубы
Удельный тепловой поток со стороны агента отнесенный к внутренней поверхности трубы
Площадь наружной поверхности данной зоны
тогда коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующего фреона
3. Зона охлаждения жидкого фреона.
Коэффициент теплоотдачи со стороны жидкого фреона
Рис. 2. Графический метод определения температуры стенки и средней плотности теплового потока
Коэффициент теплопередачи
для зоны снятия перегрева
для зоны конденсации
В связи с малыми значениями коэффициента теплопередачи в зонах снятия перерегрева и охлаждения жидкого фреона лучше перейти на использование гладкиx медных труб. Тогда площадь живого сечения конденсатора в этих зонах
Скорость воздуха в живом сечении
Критерий Рейнольдса
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в зоне снятия перегрева
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в зоне охлаждения жидкого фреона
Конструктивный расчет
1 Зона снятия перегрева пара.
Площадь наружной поверхности
Площадь 1 м гладкой трубы Общая длина трубы
Количество труб по глубине: Принимаем 5 рядов труб в вертикальном ряду. Глубина зоны
2. Зона конденсации паров хладагента.
Общая длина труб необходимая для создания такой площади поверхности
Количество труб по глубине
принимаем 5 рядов. Глубина аппарата
Аэродинамическое сопротивление оребренной поверхности
2 Зона охлаждения жидкого фреона.
Площадь наружной поверхности
Количество труб по глубине
Площади поверхности 1 м оребренной трубы:
Коэффициент оребрения поверхности трубы Эффективность всей оребренной поверхности при хорошем контакте ребер с трубой
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
Площадь живого сечения для зоны снятия перегрева и охлаждения жидкого фреона
Аэродинамический расчет конденсатора
1. Зона снятия перегрева.
Принимаем 2 трубы по глубине зоны.
2. Зона охлаждения жидкого фреона
Принимаем 1 трубу по глубине зоны.
Глубина аппарата . Габаритные размеры
Полное аэродинамическое сопротивление конденсатора
По общему расходу воздуха и напору подбираем марку вентилятора.
Принимаем осевой вентилятор МЦ №10 с подачей воздуха и напором 98 Па [5].
1. Расчет толщины стенок крышек
Определяется по формуле:
где =11 – при гидравлических испытаниях;
=10 – коэффициент прочности сварных швов по [4] с.246 табл. 8.4.;
=12 – расчетное давление выбирается по [4] табл. 8.1.
2. Расчет на прочность трубных решеток и труб теплообменника
Условие прочности труб:
Осевое усилие в трубе:
Коэффициенты влияния давления в межтрубном пространстве:
При =086 =068 по [4] с.265.
Принимаем толщину трубной решетки =001м.
где =1 для аппаратов с неподвижными трубными решетками.
Осевое усилие в трубе:
Условие прочности труб выполняется .
3. Условие прочности корпуса для режима испытаний
- где =134МПа для Ст20;
=0584м – средний диаметр;
=10 – коэффициент прочности продольного спайного шва по [4] с.246 табл. 8.4.
- пробное давление по [4] с.237.
=0005м – толщина корпуса.
Условие прочности выполняется
Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Теплопередача» для студентов специальности 16.03 «Техника и физика низких температур» дневной формы обучения.
Справочник по теплообменным аппаратам П.И. Бажан Г.Е. Каневец В.М. Селиверстов – М.: Машиностроение 1989. -367с.:ил.
Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. - М.: Наука 1982. - 472 с.
Теплообменные аппараты холодильных установок Г.Н. Данилова С.Н. Богданов О.П. Иванов и др.; - Л.: Машиностроение 1986. – 303 с.:ил.
Калинушкин М.П. Вентиляторные установки. – М.: высшая школа 1967.-260с.

спецификая2.cdw