Đồ án Thiết kế máy lạnh hấp thụ để điều hòa không khí văn phòng làm việc

MỤC LỤC Trang LỜI MỞ ĐẦU 5 Chương1: TỔNG QUAN VỀ MÁY LẠNH HẤP THỤ 7 1.1. Máy lạnh hấp thụ 7 1.1.1.Chu trình lý thuyết 7 1.1.2. Ưu, nhược điểm 9 1.1.3.Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp thực tê 9 1.2. Môi chất dùng trong máy lạnh hấp thụ 10 1.2.1.Yêu cầu đối với môi chất dùng trong máy lạnh hấp thụ 10 1.2.2. Cặp môi chất H2O/LiBr 11 1.3.Nhiệm vụ của đề tài 17 1.4.Chọn thông số tính toán và cấp điều hòa trong hệ thống điều hòa không khí 17 1.4.1.Cấp điều hòa không khí trong hệ thống điều hòa không khí 17 1.4.2.Chọn thông số tính toán 17 Chương 2: TÍNH TOÁN PHỤ TẢI LẠNH 19 2.1.Cân bằng nhiệt trong phòng cần điều hòa không khí 19 2.2.Tính lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che do độ chênh nhiệt độ 19 2.2.1.Xác định hiệu số nhiệt độ tính toán 19 2.2.2.Xác định hệ số truyền nhiệt của kết cấu bao che 20 2.2.3.Bề mặt trao đổi nhiệt của các kết cấu bao che 22 2.2.4.Tính lượng nhiệt truyền qua nền nhà 23 2.3.Tính toán lượng nhiệt truyền vào phòng do bức xạ mặt trời 24 2.3.1.Tính tính toán nhiệt bức xạ truyền qua cửa kính 24 2.3.2.Tính toán nhiệt bức xạ truyền qua kết cấu bao che 25 2.4.Tính lượng nhiệt tỏa 26 2.4.1.Nhiệt do người tỏa ra 26 2.4.2.Nhiệt tỏa ra do thắp sáng 26 2.4.3.Nhiệt do máy móc tỏa ra 27 2.5.Tính lượng ẩm thừa 27 2.6.Thành lập và tính toán sơ đồ điều hòa không khí 27 2.6.1.Xác định hệ số góc tia của quá trình thay đổi trạng thái không khí trong phòng eT 27 2.6.2. Sơ đồ tuần hoàn không khí theo một cấp 28 Chương3: TÍNH TOÁN CHU TRÌNH MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/BrLi MỘT CẤP 32 3.1. Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr một cấp 32 3.1.1. Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr được chọn như sau 33 3.1.2.Nguyên lý làm việc máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp 34 3.2.Tính toán chu trình máy lạnh hấp thụ H2O/BrLi một cấp 35 3.2.1.Các đại lượng đã biết 35 3.2.2.Xác định nhiệt độ bay hơi to 35 3.2.3.Xác định nhiệt độ ngưng tụ 36 3.2.4.Xác định nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi 36 3.2.5.Xác định các điểm nút 36 3.2.6. Xác định lưu lượng dung dịch tuần hoàn 37 3.2.7.Xác định nhiệt độ ra khỏi thiết bị hồi nhiệt 38 3.2.8.Chu trình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp 39 3.2.9.Lập bảng thông số các điểm nút 39 3.2.10.Xác định phụ tải của các thiết bị 40 3.3.Xác định hệ số làm lạnh 40 Chương 4: TÍNH CÁC THIẾT BỊ CỦA MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP 41 4.1.Thiết bị bay hơi và hấp thụ 41 4.1.1.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi 41 4.1.2.Tính toán thiết kế thiết bị sinh hơi 45 4.1.3.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị hấp thụ 45 4.1.4.Tính toán thiết kế thiết bị hấp thụ 49 4.2.Thiết bị ngưng tụ và sinh hơi 50 4.2.1.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị ngưng tụ 50 4.2.2.Tính toán thiết kế thiết bị ngưng tụ 54 4.2.3.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi 55 4.2.4.Tính toán thiết kế thiết bị sinh hơi 57 4.3.Thiết bị hồi nhiệt 58 4.3.1.Cấu tạo 58 4.3.2.Tính diên tích trao đổi nhiệt 59 Chương5: GIỚI HẠN VÙNG LÀM VIỆC CỦA MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP 64 5.1. Giới hạn vùng làm việc của máy lạnh hấp thụ một cấp 64 5.2. Giới hạn của nhiệt độ nguồn gia nhiệt trong máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr một cấp 65 5.2.1. Phạm vi khảo sát 66 5.2.2. Xác định giá trị nhiệt độ cực tiểu của nguồn gia nhiệt 66 5.2.3. Xác định giá trị nhiệt độ cực đại của dung dịch 67 Chương6: TÍNH SỨC BỀN CÁC THIẾT BỊ TRAO ĐỔI NHIỆT TRONG HỆ THỐNG MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP 69 6.1.Tính chiều dày các thân bình hình trụ 69 6.1.1.Tính chiều dày của bình chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ 69 6.1.2.Tính chiều dày của bình chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi 70 6.1.3.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt trong các thiết bị 71 6.2.Tính chiều dày các mặt sàng 74 6.2.1.Tính chiều dày của mặt sàng chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ 74 6.2.2.Tính chiều dày của mặt sàng chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi 76 Chương7: ĐIỀU KHIỂN VÀ TỰ ĐỘNG HÓA HỆ THỐNG LẠNH HẤP THỤ 79 7.1.Mục đích tự động hóa hệ thống lạnh 79 7.2.Đặc tính hoạt động của máy lạnh hấp thụ 79 7.2.1.Aính hưởng của nhiệt độ vào của nước giải nhiệt 79 7.2.2.Aính hưởng của nhiệt độ nguồn gia nhiệt 80 7.3.Điều chỉnh năng suất máy lạnh hấp thụ 80 7.3.1.Điều chỉnh bằng phương pháp điều tiết nguồn gia nhiệt 80 7.3.2.Điều chỉnh bằng phương pháp điều tiết lượng tuần hoàn dung dịch đậm đặc 81 7.3.3.Điều chỉnh bằng cả hai phương pháp trên 82 7.3.4.Điều chỉnh bằng cách kết hợp máy nén hơi 82 7.4.Sự kết tinh, các nguyên nhân, biên pháp khắc phục và đề phòng 82 7.4.1.Sự kết tinh 82 7.4.2.những nguyên nhân gây ra kết tinh 82 7.4.3.Các biện pháp khắc phục 83 7.4.4.Các biện pháp đề phòng 83 7.5.Bảo vệ tự động máy lạnh hấp thụ 84 7.5.1.Khóa điều khiển 84 7.5.2.Bảo vệ nhiệt độ nước tải lạnh ra khỏi máy lạnh 84 7.5.3.Bảo vệ lưu lượng nước tải lạnh 84 7.5.4.Bảo vệ lưu lượng nước giải nhiệt 85 7.5.5.Bảo vệ nhiệt độ bay hơi 85 TÀI LIỆU THAM KHẢO 86 LỜI MỞ ĐẦU Việt nam là đất nước có khí hậu nhiệt đới nóng và ẩm, vì vậy điều hoà không khí có ý nghĩa vô cùng to lớn đối với đời sống con người và sản xuất. Cùng với sự phát triển mạnh mẽ của khoa học kỹ thuật nói chung, kỹ thuật điều hoà không khí đã có những bước tiến đáng kể trong một vài thập kỷ qua. Đặc biệt là ở Việt Nam, từ khi có chính sách mở cửa, các thiết bị điều hoà không khí đã được nhập từ nhiều nước khác nhau, với nhu cầu ngày càng tăng và ngày càng hiện đại hơn. Tuy nhiên, hầu hết các trang thiết bị lạnh đều dùng môi chất frêon, một chất mà Công ước Quốc tế Montréal hạn chế sử dụng vì làm suy giảm tầng ôzôn và gây hiệu ứng lồng kính. Vì vậy, việc tìm một môi chất lạnh khác để thay thế là điều mà cả thế giới quan tâm, và tập trung nhất hiện nay là mô hình máy lạnh hấp thụ. dùng nguồn gia nhiệt do đốt nhiên liệu, do hơi nước, do khói thải của các trung tâm nhiệt điện và dùng năng lượng mặt trời. Hiện nay, ở Việt nam, trong các hệ thống điều hoà không khí lớn, đang có xu hướng thay thế máy nén lạnh thông thường bằng máy lạnh hấp thụ như Công ty dệt Việt Thắng, nhà máy bột ngọt VeDan, nhà máy điện Hiệp Phước, Siêu thị Cora Đồng Nai, Công ty HonDa Vĩnh Phú ...Tuy nhiên, do giá thành quá đắt và dải công suất làm việc của máy lạnh hấp thụ quá lớn, cho nên máy lạnh hấp thụ ở nước ta, sử dụng chưa nhiều và chưa phổ biến . Việt nam là một nước nhiệt đới xích đạo, nên khí hậu rất nóng làm cho con người chóng mệt và thực phẩm nhanh hỏng. Vì vậy, nhu cầu về lạnh để điều hoà không khí trong sinh hoạt, sản xuất và bảo quản thực phẩm ngày càng tăng và tiêu thụ một lượng điện năng đáng kể. Cho nên, máy lạnh hấp thụ sử dụng các nguồn năng lượng khác nhau: năng lượng nhiệt mặt trời, tận dụng nhiệt năng thừa, phế thải, thứ cấp, rẻ tiền như khói thải, hơi trích, nguồn nhiệt thải có nhiệt độ thấp ...là có ý nghĩa rất quan trọng trong thực tiễn. Các ngành thực phẩm, hoá dầu, luyện kim và các ngành mũi nhọn khác của nền kinh tế quốc dân, là các hộ tiêu thụ lạnh rất lớn cho nhu cầu công nghệ, sự điều hoà không khí trong sản xuất và sinh hoạt, đồng thời cũng là nơi thải ra nguồn nhiệt thứ cấp phế thải rất lớn. Điều này, đã đặt ra vấn đề tận dụng nguồn nhiệt thải này để điều hoà không khí cho khu vực sản xuất và sinh hoạt của các nhà máy trên . Đồ án này, tập trung nghiên cứu mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp sử dụng nguồn nhiệt có nhiệt độ thấp dùng để điều hòa không khí. Trong quá trình thực hiện nhiệm vụ của đồ án tốt nghiệp này, Em xin chân thành cám ơn sự giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của thầy giáo Th.s-Nguyễn Thành Văn ,cùng quý thấy cô trong khoa và các bạn trong lớp, đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp này. Vì điều kiện thời gian, tài liệu tham khảo và khả năng của bản thân có hạn nên đồ án không khỏi những thiếu sót, vậy kính mong sự góp ý chân thành của quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày 27 tháng 05 năm 2003 Sinh viên thực hiện Ngô Sĩ Dũng Chương1: TỔNG QUAN VỀ MÁY LẠNH HẤP THỤ 1.1. Máy lạnh hấp thụ: 1.1.1. Chu trình lý thuyết : Về cơ bản, máy lạnh hấp thụ cũng giống như máy lạnh nén hơi, chỉ khác là thay máy nén hơi dùng điện bằng cụm “máy nén nhiệt” dùng nhiệt của nguồn gia nhiệt. Cụm “máy nén nhiệt” bao gồm : thiết bị hấp thụ, bơm dung dịch, bình sinh hơi và tiết lưu dung dịch ( hình 1.1) BDD SH 2 HT BH NT 3 1 4 TL TLDD PK P0 QK Q0 QH QA Hình 1.1. Sơ đồ nguyên lý máy lạnh hấp thụ. SH: Bình sinh hơi, BDD: Bơm dung dịch, HT: Bình hấp thụ, TLDD: Tiết lưu dung dịch. Nguyên lý làm việc của máy lạnh hấp thụ hay của máy nén nhiệt như sau : Bình hấp thụ “hút” hơi sinh ra từ thiết bị bay hơi, cho tiếp xúc với dung dịch loãng từ van tiết lưu dung dịch đến. Do nhiệt độ thấp, dung dịch loãng hấp thụ hơi môi chất để trở thành dung dịch đậm đặc. Nhiệt tỏa ra trong quá trình hấp thụ được thải ra cho nước làm mát. Dung dịch đậm đặc được bơm dung dịch bơm lên bình sinh hơi ở áp suất cao Pk. Tại đây, dung dịch đậm đặc nhận nhiệt của nguồn gia nhiệt sẽ sôi hoá hơi, hơi môi chất tách ra ở áp suất cao được đi vào thiết bị ngưng tụ. Quá trình diễn ra ở thiết bị ngưng tụ, tiết lưu và bay hơi giống như ở các máy lạnh nén hơi. Sau khi sinh hơi, dung dịch đậm đặc trở thành dung dịch loãng và qua van tiết lưu dung dịch, giảm áp trở về bình hấp thụ, khép kín vòng tuần hoàn dung dịch. Phương trình cân bằng nhiệt của máy lạnh hấp thụ : Q’k + Q’A = Q’o + Q’H + Q’B Trong đó : Q’k : Nhiệt thải ra của thiết bị ngưng tụ Q’A : Nhiệt thải ra của thiết bị hấp thụ Q’0 : Nhiệt trao đổi của thiết bị bay hơi Q’H : Nhiệt tiêu tốn cho quá trình sinh hơi Q’B : Nhiệt quy đổi tiêu tốn cho bơm dung dịch Hệ số làm lạnh của máy lạnh hấp thụ : z = = (Vì Q’B << Q’H) Điều kiện cho một chu trình máy lạnh hấp thụ hoạt động được là : Dx = xr - xa > 0 Trong đó : x : Nồng độ khối lượng dung dịch : x = khối lượng môi chất lạnh khối lượng môi chất lạnh + khối lượng chất hấp thụ xr : Nồng độ dung dịch đậm đặc sau khi ra khỏi bình hấp thụ xa : Nồng độ dung dịch loãng sau khi ra khỏi bình sinh hơi Dx : còn gọi là vùng khử khí. Vậy vùng khử khí phải dương . 1.1.2. Ưu, nhược điểm: Ưu điểm lớn nhất của máy lạnh hấp thụ là sử dụng chủ yếu nguồn nhiệt năng có nhiệt độ không cao (80 ¸ 1500C) để hoạt động . Chính vì thế, máy lạnh hấp thụ góp phần vào việc sử dụng hợp lý các nguồn năng lượng khác nhau: năng lượng nhiệt mặt trời, tận dụng nhiệt năng thừa, phế thải, thứ cấp, rẻ tiền như khói thải, hơi trích ... Ưu điểm tiếp theo của máy lạnh hấp thụ là có rất ít chi tiết chuyển động, kết cấu chủ yếu là các thiết bị trao đổi nhiệt và trao đổi chất, bộ phận chuyển động duy nhất là bơm dung dịch. Vì vậy, máy lạnh hấp thụ vận hành đơn giản, độ tin cậy cao, máy làm việc ít ồn và rung. Trong vòng tuần hoàn hoàn môi chất, không có dầu bôi trơn nên bề mặt các thiết bị trao đổi nhiệt không bị bám dầu làm nhiệt trở tăng như trong máy lạnh nén hơi. Ngoài ra, hiện nay, khi tình trạng phá hủy tầng Ôzôn do các chất frêon gây ra, việc tìm các môi chất lạnh khác thay thế đang còn rất khó khăn thì việc dùng máy lạnh hấp thụ thay thế máy lạnh nén hơi trong lĩnh vực điều hòa không khí có ý nghĩa rất lớn . Máy lạnh hấp thụ cũng có nhược điểm là giá thành hiện nay còn rất đắt, cồng kềnh, diện tích lắp đặt lớn hơn so với máy lạnh nén hơi. Lượng nước làm mát tiêu thụ cũng lớn hơn vì phải làm mát thêm bình hấp thụ. Thời gian khởi động chậm, tổn thất khởi động lớn do lượng dung dịch chứa trong thiết bị lớn . 1.1.3.Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp thực tế: Hình 1.2. Sơ đồ máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp thực tế. Hình 1.3.Máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp của Trane. 1.2. Môi chất dùng trong máy lạnh hấp thụ : 1.2.1. Yêu cầu đối với môi chất dùng trong máy lạnh hấp thụ : Ngoài môi chất lạnh, máy lạnh hấp thụ còn sử dụng thêm một môi chất hấp thụ nữa, gọi chung là cặp môi chất lạnh. Yêu cầu đối với cặp môi chất lạnh trong máy lạnh hấp thụ cũng giống như đối với các môi chất lạnh khác là có tính chất nhiệt động tốt, không độc hại, khó cháy, khó nổ, không ăn mòn đối với vật liệu chế tạo máy, phải rẽ tiền, dễ kiếm... Ngoài ra cặp môi chất lạnh cần phải : - Hòa tan hoàn toàn vào nhau nhưng nhiệt độ sôi ở cùng điều kiện áp suất càng xa nhau càng tốt, để hơi môi chất lạnh sinh ra ở bình sinh hơi không lẫn chất hấp thu û. - Nhiệt dung riêng của dung dịch phải bé, đặc biệt đối với máy lạnh hấp thụ chu kỳ để tổn thất nhiệt khởi động máy nhỏ . Hiện nay, máy lạnh hấp thụ sử dụng phổ biến hai loại cặp môi chất lạnh là NH3/ H2O và H2O/ LiBr. Hiện nay, có một số công trình đã công bố dùng các chất hấp thụ rắn trong máy lạnh hấp thụ chu kỳ như CaCl2, zeôlit, cacbon hoạt tính ...nhưng vẫn chưa được sử dụng phổ biến vì tuy chúng có ưu điểm là không cần thiết bị tinh cất, nhưng do có các nhược điểm là : làm giảm hệ số dẫn nhiệt, sự giãn nỡ thể tích quá mức (gấp 10 lần) và tỏa ra nhiệt lượng rất lớn trong quá trình hấp thụ dẫn đến làm giảm đáng kể hệ số hữu ích của thiết bị . Máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr có các ưu điểm chính sau : - Nước là môi chất lạnh nên đảm bảo vệ sinh môi trường . - Tỷ số áp suất ngưng tụ và áp suất bay hơi nhỏ (khoảng 4) . - Không cần thiết bị tinh cất hơi môi chất vì từ dung dịch H2O/ LiBr chỉ có hơi của môi chất lạnh là nước thoát ra . - Nhiệt độ nguồn nhiệt cấp cho thiết bị sinh hơi cho phép thấp đến 800C . Tuy nhiên, máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr có các nhược điểm sau : - Tính ăn mòn của dung dịch rất cao, gây han rỉ thiết bị nên yêu cầu phải dùng kim loại quý, đắt tiền . - Phải duy trì độ chân không rất sâu trong thiết bị . - Có khả năng xảy ra sự kết tinh gây tắt nghẽn thiết bị . - Nhiệt độ bay hơi không thấp hơn (3 ¸ 7)0C vì môi chất lạnh là nước đóng băng ở 00C . Chính vì hai nhược điểm đầu mà giá thành của máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr rất đắt . Còn máy lạnh hấp thụ NH3/ H2O, tuy không hiệu quả bằng máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr và còn gây mùi khai, độc hại nếu xì hở. Ngoài ra, do lượng nước cuốn theo hơi NH3 rất lớn nên cần phải có thiết bị tinh luyện hơi NH3 trước khi vào bình ngưng. 1.2.2. Cặp môi chất H2O/LiBr : 1.2.2.1. Đặc tính của dung dịch H2O/LiBr : 1.2.2.1.1. Tính chất : LiBr là loại muối kết tinh có tính chất hóa học tương tự như muối ăn, ổn định, không biến chất, không phân giải trong không khí. Điểm nóng chảy của LiBr (không có nước) là 5490C, điểm sôi là 1.2650C. LiBr có tính hút nước mạnh, dễ dàng kết hợp với nước để tạo thành dung dịch H2O/LiBr . Có thể tạo dung dịch LiBr bằng cách cho axit HBr tác dụng với bazơ LiOH theo phản ứng hóa học : HBr + LiOH LiBr + H2O. Đặc điểm chủ yếu của dung dịch H2O/ LiBr là : Dung dịch H2O/ LiBr có tính hấp thụ nước rất mạnh. Nồng độ dung dịch càng đậm đặc (ít nước), hoặc nhiệt độ dung dịch càng giảm thì khả năng hấp thụ càng cao Không độc, có vị mặn, không nguy hiểm với con người. Tuy nhiên, nên chú ý rằng : do tính hút nước mạnh, dung dịch rơi vào da sẽ gây nóng và ngứa, vào mắt phải rửa sạch ngay đề phòng hư mắt . Ở nhiệt độ thấp hoặc nồng độ quá đặc, thì dung dịch H2O/ LiBr rất dễ kết tinh (nồng độ LiBr trong dung dịch khống chế không trên 70 %) . Dung dịch H2O/ LiBr có tính ăn mòn kim loại. Đặc biệt, khi ở nhiệt độ ³ 1500C và với sự có mặt của không khí thì nó ăn mòn mạnh mẽ thép, đồng và các hợp kim của đồng. Vì vậy, phải sử dụng thêm những chất phụ gia để kìm hãm sự ăn mòn . 1.2.2.1.2. Phương pháp phụ gia phòng ăn mòn : Do dung dịch H2O/ LiBr có tính ăn mòn mạnh kim loại, đặc biệt khi ở nhiệt độ cao ³ 1500C và với sự có mặt của không khí thì sự ăn mòn càng mạnh mẽ hơn. Quá trình ăn mòn không những làm giảm tuổi thọ của thiết bị mà còn sinh ra những khí không ngưng làm giảm độ chân không trong thiết bị và làm giảm năng lực làm lạnh của máy. Để giảm bớt sự ăn mòn, máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr thời trước đều dùng ống truyền nhiệt bằng thép không gỉ hoặc hợp kim đồng - niken và vỏ bao ngoài đều dùng thép không gỉ hoặc hợp kim của thép cho nên giá thành rất đắt . Hiện nay, máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr có thể chỉ sử dụng ống truyền nhiệt là ống đồng và vỏ bao ngoài bằng thép carbon nhờ sử dụng một số biện pháp phòng ăn mòn thích hợp. Qua quá trình nghiên cứu và thực tiễn vận hành, chứng minh được rằng với điều kiện nhiệt độ dung dịch không quá 120 0C, thêm vào dung dịch LiBr một lượng (0,1 ¸ 0,3) % Li2CrO4 làm chất xúc tác và 0,02 % LiOH để dung dịch có tính kiềm yếu (độ pH 9,5 ¸ 10,5) thì có thể kìm hãm một cách có hiệu quả sự ăn mòn kim loại của dung dịch LiBr. Cần lưu ý rằng, Li2CrO4 sẽ bị phân giải trong dung dịch có nhiệt độ cao trên 1300C, khi đó tác dụng kìm hãm ăn mòn sẽ bị mất đi. Vì vậy, khi sử dụng chất phụ gia này cần phải nghiêm túc khống chế nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi không vượt quá 120 0C. Hơn nữa, đối với dung dịch LiBr có chứa Li2CrO4 phải khống chế độ pH dưới 11, nếu không dung dịch sẽ có trạng thái kết dính tạo thành những huyền phù làm cản trở sự chuyển động và truyền nhiệt của dung dịch. Khi nhiệt độ dung dịch LiBr cao hơn 120 0C, có thể sử dụng các chất phụ gia khác. Chẳng hạn, cho dung dịch (0,01 ¸ 0,1) % PbO hoặc 0,2 % Sb2O3 với 0,1 % KNbO3. 1.2.2.1.3. Phương pháp phụ gia tăng cường năng lực làm lạnh : Các nhà nghiên cứu qua thực nghiệm, chứng minh được : trong dung dịch LiBr cho thêm vào (0,2 ¸ 0,3) % chất phụ gia [CH3(CH2)3 CHC2H5CH2OH] sẽ làm tăng năng lực làm lạnh của máy lạnh hấp thụ lên (10 ¸ 15) %. Chất phụ gia này là một chất biểu thị hoạt tính, nó không những làm tăng khả năng hấp thụ hơi nước của dung dịch LiBr mà còn hạ thấp áp suất của dung dịch H2O/ LiBr và nâng cao hiệu quả ngưng tụ . Tuy nhiên, lưu ý rằng chất phụ gia này không hòa tan trong dung dịch LiBr. Vì vậy, trong quá trình vận hành liên tục của máy lạnh, chất phụ gia này sẽ tích tụ trên bề mặt của dung dịch trong bình hấp thụ và bình sinh hơi và dần dần mất đi tác dụng nâng cao năng lực làm lạnh. Cho nên, định kỳ cần phải có biện pháp khuấy trộn dung dịch trong bình hấp thụ và bình sinh hơi để dung dịch LiBr và chất phụ gia này hòa lại với nhau. Chẳng hạn, đổi nguồn nhiệt vào bình sinh hơi sang bình hấp thụ và cho nguồn nước lạnh từ bình hấp thụ sang bình sinh hơi... 1.2.2.2.Hệ phương trình tính các tính chất nhiệt vật lý của dung dịch H2O/LiBr : Qua chỉnh lý các số liệu thực nghiệm và các số liệu tra bảng đối với dung dịch H2O/LiBr, các nhà nghiên cứu đã lập được các phương trình tính các thông số nhiệt động lực học và nhiệt vật lý học của dung dịch H2O/LiBr như sau : Với phạm vi áp dụng : 0 0C £ t £ 130 0C 0,30 £ x £ 0,70 Trong đó : t : nhiệt độ của dung dịch x : nồng độ khối lượng bromualiti trong dung dịch 1.2.2.2.1. Nhiệt độ sôi của dung dịch H2O/LiBr : ts = A(x) + B(x).tP (1.1) Trong đó : tP : nhiệt độ sôi của nước ở áp suất P A(x), B(x) : các hệ số : A(x) = ; B(x) = Với : x = . ai , bi : các hệ số bất biến : I 0 1 2 3 4 ai 340,897 - 2638,978 7262,473 - 8119,078 3302,087 bi - 0,01050 6,70042 - 15,42477 16, 42477 6,34249 1.2.2.2.2. Entanpi của dung dịch H2O/LiBr : h = + T + T2 + T3d (1.2) Trong đó : an , bn , cn và d : các hệ số bất biến : a0 = - 954, 8 b0 = - 0, 3293 a1 = 47, 7739 b1 = 0, 04076 a2 = -1, 59235 b2 = -1, 36. 10-5 a3 = 0, 29422 b3 = -7, 1366 . 10-6 a4 = -7, 689. 10-5 c0 = 7, 4285 . 10-3 d = -2, 269 . 10- 6 c1 = -1, 5144 . 10-4 c2 = 1, 3555 . 10- 6 1.2.2.2.3. Nhiệt dung riêng của dung dịch H2O/LiBr : CP = 3,6371 - 0,029. x + 1,4285714.10-5 .( 65.t + 30.x - x.t ) (1.3) 1.2.2.2.4. Entrôpi của dung dịch H2O/LiBr : S = C1+ C2T + C3T2 + C4T3 + C5x + C6Tx + C7T2x + C8x2 + C9Tx2 + C10x3 (1.4) Trong đó : Ci : các hệ số bậc biến : i Ci i Ci 1 2 3 4 5 - 2,14232.10-1 3,538766.10-3 2,631565.10- 6 - 6,670551.10-9 1,130756 6 7 8 9 10 - 6,980378.10-3 4,689827.10- 6 1,275532 1,823893.10-3 6,440219.10-1 1.2.2.2.5. Khối lượng riêng của dung dịch H2O/LiBr : r = 1.049 + 53,54. m - 0, 718. m2 - t.. ( 0,584 - 0,0146. m ) - (1.5) Trong đó : m = 11, 514. 1.2.2.2.6. Hệ số dẫn nhiệt của dung dịch H2O/LiBr : Khi nhiệt độ của dung dịch t £ 80 0C : (1.6) l = -3,5552933 +3,407759.10- 2.T -9,381419.10- 5.T2 +8,834924.10- 8.T3 +A(x) Trong đó : A (x) : hệ số kể đến mối liên quan tăng nhiệt của dung dịch và nước : A (x) = 0,4923607.x - 0,422476.10-2.T.x + 5,658527.10-6.T2.x - 0,1522615.x2 - 1,730562.10-4.T.x2 + 1,895136.x3 Khi nhiệt độ của dung dịch t > 80 0C : (1.7) l = -8,8574733 +6,973969.10- 6.T -1,694229.10- 4.T2 + 13,689024.10- 8.T3 +A(x) 1.2.2.2.7. Độ nhớt động lực học của dung dịch H2O/LiBr : Khi nhiệt độ của dung dịch t £ 70 0C : (1.8) m = [ 1,8793 - 0,025765. x - 0,035. t + 0,0004. x.t + ]. 10- 3 Khi nhiệt độ của dung dịch t > 70 0C : (1.9) m = [ - 0,5707 + 0,009235. x + ]. 10- 3 1.2.2.2.8. Sức căng bề mặt của dung dịch H2O/LiBr : (1.10) s = D1 + D 2T + D3T2 + D4T3 + D5 x + D6Tx + D7T2x + D8 x2 + D9Tx2 + D10 x3 Trong đó : Di : các hệ số bậc biến : i Di i Di 1 2 3 4 5 21,54266.10-2 - 9,799993.10-4 2,314404.10-6 - 2,17009.10-9 - 2,020992.10-2 6 7 8 9 10 2,52345.10-5 4,199336.10-7 5,968984.10-2 - 3,000691.10-4 7,308868.10-2 * Riêng khi dung dịch chỉ còn là nước, các công thức được tính như sau 1.2.2.2.9. Aïp suất bảo hoà : (1.11) lgPn = 0,0914903 - 0,0314708.[T-1 - (7,9151 - 2,6726. lgT).10-3 - 8,625.10-7.T] 1.2.2.2.10. Nhiệt dung riêng của nước : CPn = 5,590560 - 8,8346.10-3.T + 1,379016.10-5.T2 (1.12) 1.2.2.2.11. Hệ số dẫn nhiệt của nước : ln =- 0,143633 + 0,00253817.T + 0,299583.10-5.T2 - 0,20682 .10-7.T3 (1.13) 1.2.2.2.11. Độ nhớt động lực học của nước : lnmn = - 6,87757. 10-3 - 2,1916. T-1 + 6,38605. 102. T-2 (1.14) 1.3.Nhiệm vụ của đề tài: Trong khuôn khổ của đề tài này, em tập trung nghiên cứu mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp sử dụng nguồn năng lượng khác nhau: năng lượng nhiệt mặt trời, tận dụng nhiệt năng thừa, phế thải, thứ cấp, rẻ tiền như khói thải, hơi trích ...dùng để điều hòa không khí văn phòng làm việc với diện tích 35 m2, chiều dài L = 7 m, chiều rộng D = 5 m được chia làm hai phòng. Phòng I có diện tích 12,5 m2 với chiều rộng L1= 2,5 m và chiều dài D =5 m. Phòng II có diện tích 22,5 m2 với chiều rộng L1= 4,5 m và chiều dài D =5 m. Trên cơ sở đã biết năng suất lạnh cần thiết cho phòng điều hòa ta tính toán thiết kế thiết bị trao đổi nhiệt của máy lạnh hấp thụ. 1.4. Chọn thông số tính toán và cấp điều hòa trong hệ thống điều hòa không khí: 1.4.1.Cấp điều hòa không khí trong hệ thống điều hòa không khí: Cấp điều hào không khí thể hiện độ chính xác trạng thái không khí cần điều hòa (nhiệt độ, độ ẩm... ) của công trình. Có ba cấp điều hào không khí. Cấp I có độ chính xác cao nhất, duy trì nhiệt độ trong phòng điều hòa với mọi phạm vi nhiệt độ ngoài trời, hệ thống có độ tin cậy cao, chỉ sử dụng trong trường đòi hỏi chế độ nhiệt ẩm nghiêm ngặt Cấp II có độ chính xác trung bình, duy trì nhiệt ẩm trong phòng điều hòa ở một phạm vi cho phép, sai lệch không quá 200 h trong một năm Cấp III có độ chính xác vừa phải, duy trì các thông số trong phòng điều hòa trong một phạm vi cho phép với sai lệch tới 400h trong một năm, hệ thống có độ tin cậy không cao nhưng rẻ tiền vì vậy được dùng phổ biến trong các công trình dân dụng và nơi công cộng. Nếu chọn công trình có độ chính xác cao nhất (cấp I) , sẽ kéo theo năng suất lạnh yêu cầu lớn nhất và dẫn đến giá thành của công trình cũng sẽ cao nhất. Trong tính toán này do thiết kế cho phòng làm việc nên em chọn hệ thống điều hòa cấp III vì ở đây công trình chỉ cần độ chính xác vừa phải. 1.4.2.Chọn thông số tính toán: 1.4.2.1.Nhiệt độ và độ ẩm của không khí trong phòng: Nhiệt độ và độ ẩm tương đối của không khí trong phòng ký hiệu tT,jT ứng với trạng thái của không khí trong phòng được biểu thị bằng điểm T trên đồ thi I- d. Trong thiết kế này hệ thống điều hòa dùng để làm lạnh không khí trong mùa nóng, nên các thông số được chọn cho mùa nóng. + Độ ẩm tương đối của không khí trong phòng: theo [TL6-tr162] jT = 35 ¸ 70 %, chọn jT = 60 %. + Nhiệt độ của không khí trong phòng: theo [TL6-tr158] tT = 22 ¸ 27 oC, chọn tT = 25 oC. 1.4.2.2.Nhiệt độ và độ ẩm của không khí ngoài trời: Nhiệt độ và độ ẩm không khí ngoài trời được ký hiệu tN, jN. Trạng thái không khí ngoài trời được biều thị bằng điểm N trên đồ thị I- d.Thông số tính toán ngoài trời được chọn theo hệ thống điều hòa cấp III và cho mùa nóng. + Nhiệt độ của không khí ngoài trời: tN = max max: nhiệt độ trung bình của tháng nóng nhất ở Đà Nẵng, chọn theo bảng [TL6-tr166] ta có: tháng 6 là tháng nóng nhất trong năm, max= 34,5 oC + Độ ẩm tương đối của không khí ngoài trời:jN = j(max) j(max): độ ẩm tương đối trung bình của tháng nóng nhất (là tháng 6) chọn theo bảng [TL6-tr172] ta có: với tháng nóng nhất là tháng 6 thì độ ẩm tương đối trung bình trong năm là: j(max) = 80,5%. Chương 2: TÍNH TOÁN PHỤ TẢI LẠNH Mục đích tính toán của chương này nhằm xác định tổng các phụ tải nhiệt của phòng làm việc làm cơ sở để tính năng suất lạnh của hệ thống điều hòa không khí. 2.1.Cân bằng nhiệt trong phòng cần điều hòa không khí: Để tính toán phụ tải hệ thống điều hòa không khí cần tính cân bằng nhiệt trong phòng điều hòa, cụ thể là tính các lượng nhiệt tỏa ra, các lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che, trên cơ sở đó tính năng suất lạnh của hệ thống điều hòa không khí. : Vậy phụ tải hệ thống là: Qthừa= Qtỏa + QDt + Qbx + Qtỏa: Thành phần nhiệt do các nguồn nhiệt có trong không gian điều hòa tỏa ra + QDt.: lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che vào phòng do độ chênh nhiệt độ + QDt.: lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che vào phòng do bức xạ mặt trời 2.2.Tính lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che do độ chênh nhiệt độ QDt: QDt = k.F.Dt , [W] Trong đó: + k: hệ số truyền nhiệt của kết cấu bao che [W/m2.độ] + F: diện tích của kết cấu bao che [m2]. + Dt: hiệu số nhiệt độ tính toán [oC]. 2.2.1.Xác định hiệu số nhiệt độ tính toán Dt: Dt = j (tN - tT ) trong đó: + tN: nhiệt độ của không khí bên ngoài phòng điều hòa, tN = 34,5oC + tT: nhiệt độ của không khí bên trong phòng điều hòa, tT= 25oC + j: hệ số kể đến vị trí của kết cấu bao che đối với không khí ngoài trời, theo [TL6-tr274] đối với tường hoặc mái tiếp xúc với không khí bên ngoài j = 1, đối vời tường ngăn cách với phòng không tiếp xúc với không khí bên ngoài j = 0,4 2.2.2.Xác định hệ số truyền nhiệt của kết cấu bao che: Hệ số truyền nhiệt k của kết cấu bao che được xác định theo công thức sau: k = , [W/m2.độ]. trong đó: + aT: hệ số trao đổi nhiệt trên bề mặt bên trong của kết cấu bao che, [W/m2độ]. Do bề mặt bên trong của tường, trần là nhẵn nên theo [TL6-tr276] ta có aT = 11,63 W/m2.độ + aN: hệ số trao đổi nhiệt trên bề mặt bên ngoài của kết cấu bao che, [W/m2độ]. Do bề mặt bên ngoài tiếp xúc với không khí nên theo [TL6-tr276] ta có aN = 23,26 W/m2.độ, bề mặt hướng sang phòng lạnh khác theo[TL6-tr276] ta có aN = 11,63 W/m2.độ + di: bề dày của lớp vất liệu của kết cấu bao che, [m] + li: hệ số dẫn nhiệt của vất liệu, [W/m.độ]. a. Kết cấu tường và kính cửa phòng làm việc: Bảng 2.1: Hệ số dẫn nhiệt và chiều dày của lớp vật liệu xây tường và kính cửa (hệ số dẫn nhiệt được tra theo bảng 4-22 ,[TL6-tr278]) STT Vật liệu li,[W/m.độ] dI, [m] 1 Vữa trát ximăng 0,93 0,01 2 Gạch nhiều lỗ 0,52 0,1 3 Vữa trát ximăng 0,93 0,01 4 Kính cửa 0,755 0,005 b.Kết cấu trần phòng làm việc: Bảng 2.2: Hệ số dẫn nhiệt và chiều dày của lớp vật liệu xây trần (hệ số dẫn nhiệt được tra theo bảng 4-22 ,[TL6-tr278]) STT Vật liệu li,[W/m.độ] dI, [m] 1 Vữa trát ximăng 0,93 0,01 2 Bê tông trần 1,55 0,15 3 Vữa trát ximăng 0,93 0,01 Vậy suy ra hệ số truyền nhiệt k là: Bảng 2.3: Hệ số truyền nhiệt k Tên gọi Ký hiệu Giá trị93 [W/m2.độ] Tường bao xung quanh tiếp xúc với không khí bên ngoài kxqkk 2,93 Tường bao xung quanh ngăn giữa hai phòng kxqpl 2,59 Trần kt 3,44 Kính cửa tiếp xúc với không khí bên ngoài kckk 7,37 Kính cửa ngăn giữa hai phòng kcpl 5,60 2.2.3.Bề mặt trao đổi nhiệt của các kết cấu bao che: Khi tính toán tổn thất nhiệt, điều quan trọng là phải biết kích thước trao đổi nhiệt của kết cấu bao che: tường, nền, trần, cửa sổ, cửa lớn. Kích thước của tường, cửa sổ, cửa chính, sàn, trần trên mặt bằng (hình 2.1) Hình2.1 a.Lượng nhiệt truyền qua tường xung quanh là của phòng I: Bảng 2.3 Kết cấu Số lượng Kích thước,[m] F,[m2] K [W/m2.độ] Dt,[oC] Qi,[W] Cửa sổ 2 cửa 1,2 ´ 1,2 2,88 7,37 9,5 201,6 Cửa chính1 1 cửa 1,4 ´ 1,9 2,66 7,37 9,5 186,2 Cửa chính2 1 cửa 1,4 ´ 1,9 2,66 5,60 3,8 56,6 Tường tiếp xúc không khí bên ngoài trừ cửa - 3,5´(2´ ´2,5+5) 29,46 2,93 9,5 820 Tường ngăn giữa hai phòng lạnh trừ cửa - 5 ´ 3,5 14,84 2,59 3,8 146,1 Trần - 5 ´ 2,5 12,5 3,44 3,8 163,4 Tổng 1573,9 b.Lượng nhiệt truyền qua tường xung quanh là của phòng II: Bảng 2.4 Kết cấu Số lượng Kích thước,[m] F,[m2] K [W/m2.độ] Dt,[oC] Qi,[W] Cửa sổ 2 cửa 1,2 ´ 1,2 2,88 7,37 9,5 201,6 Cửa chính1 1 cửa 1,4 ´ 1,9 2,66 7,37 9,5 186,2 Cửa chính2 1 cửa 1,4 ´ 1,9 2,66 5,60 3,8 56,6 Tường tiếp xúc không khí bên ngoài trừ cửa - 3,5 ´ (2 ´ ´ 4,5 + 5) 43,46 2,93 9,5 1209,7 Tường ngăn giữa hai phòng lạnh trừ cửa - 5 ´ 3,5 14,84 2,59 3,8 146,1 Trần - 5 ´ 4,5 22,5 3,44 3,8 294,1 Tổng 2094,3 2.2.4.Tính lượng nhiệt truyền qua nền nhà: Nền được đúc bằng bêtông đá nhăm tra bảng theo [TL6-tr279] ta có l = 1,27 W/m.độ , theo [TL7-tr41] ta có hệ số truyền nhiệt được chọn như sau: Xem nền như là một vách phẳng, trong đó nhiệt truyền theo bề mặt nền ngoài ra theo các dải khác nhau. + Đối với phòng I: Nền được chia làm 1 dải, có bề rộng 2,26 m. Theo [TL7-tr41] ta có kI = 0,5 W/m2.độ Suy ra lượng nhiệt truyền qua nên phòng I là: QnI = kn.Fn.Dttn = 0,5 ´ (2,26 ´ 4,76) ´3,8 = 20,4 W + Đối với phòng II: Nền được chia làm 1 dải, có bề rộng 2,13 m. diện tích dải nền được xác định là: F1= 4 ´ (4,26 + 4,76) = 36,08 m2 Theo [TL7-tr41] ta có kI = 0,5 W/m2.độ Suy ra lượng nhiệt truyền qua nên phòng II là: QnII = kn.Fn.Dttn= 0,5 ´ 36,08 ´3,8 = 68,5 W Vậy lượng nhiệt truyền qua kết cấu bao che do chênh nhiệt độ QDt = QDtI+ QDtII + QnI + QnII QDt = 1573,9 + 2094,3 + 20,4 + 68,5 = 3757,1 W 2.3.Tính toán lượng nhiệt truyền vào phòng do bức xạ mặt trời Qbx: Đối với các vùng nhiệt đới như nước ta nói chung và Đà Nẵng nói riêng, quanh năm có mặt trời, nhất là về mùa hè ánh nắng càng gay gắt. Do đó nhiệt lượng do bức xạ mặt trời truyền qua kết cấu bao che vào nhà rất lớn. Lượng nhiệt này phụ thuộc vào cường độ bức xạ mặt trời lên mặt phẳng kết cấu bao che và khả năng cản nhiệt bức xạ của bản thân kết cấu bao che. Qbx = Q + Q Q: Nhiệt bức xạ qua kính vào nhà ,[W] Q: Nhiệt bức xạ qua kết cấu bao che vào nhà,[W] 2.3.1.Tính tính toán nhiệt bức xạ truyền qua cửa kính: Lượng nhiệt bức xạ truyền qua cửa kính vào nhà xác định theo công thức [TL6-tr289]: Q= t1.t2.t3.t4.qbx.Fk Trong đó: + t1: hệ số kể đến độ trong suốt của cửa kính, do trong thiết kế này cửa kính 1 lớp nên theo [TL6-tr289] ta có t1 = 0,9 + t2: hệ số kể đến độ bẩn của mặt kính, do trong thiết kế này cửa kính 1 lớp nên theo [TL6- tr 289] ta có t2 = 0,8 + t3: hệ số kể đến mứt độ che khuất bởi khung cửa, do trong thiết kế này cửa kính được làm bằng khung gỗ một lớp kính nên theo [TL6-tr290] ta có t3= 0,61 ¸ 0,64 , chọn t3= 0,62 + t4: hệ số kể đến che khuất bởi các hệ thống che nắng, do trong thiết kế này dùng ô văng che nắng nên theo [TL6-tr290] ta có t4= 0,95 + qbx: cường độ bức xạ mặt trời trên mặt phẳng chịu bức xạ tại thời điểm tính toán ,[W/m2] + Fk: diện tích cửa kính chịu bức xạ tại thời điểm tính toán, [m2] Xác định cường độ bức xạ mặt trời tại thời điểm tính toán (9 giờ sáng của tháng 5), xâm nhập vào phòng điều hòa qua kính cửa sổ quay về hướng đông tại Đà Nẵng, tra bảng theo [TL6-tr205] với vĩ độ 20o Bắc ta có q= 312 W/m2 Tại thời điểm tính toán vào lúc 9 giờ sáng nên bức xạ mặt trời chiếu vào nhà theo hướng đông mà ở phía đông chỉ có một cửa kính do đó ta có diện tích của một cửa sổ là: Fcs = 1,14 m2 Vậy lượng nhiệt bức xạ qua kính vào nhà là: Q= 0,9 ´ 0,8 ´ 0,62 ´ 0,95 ´ 312 ´ 1,14 = 150,8 W 2.3.2.Tính toán nhiệt bức xạ truyền qua kết cấu bao che: Nhiệt bức xạ mặt trời truyền qua bộ phận kết cấu bao che nhận nhiệt bức xạ vào phòng tính theo công thức [TL6-tr290]. Ơí đây do trên phòng làm việc còn có nhiều tầng nên ta không tính nhiệt bức xạ qua trần, tường nhận nhiệt bức xạ mặt trời chủ yếu là tường phía Đông và phía Tây còn tường phía Nam và phía Bắc nhận nhiệt bức xạ rất ít nên ta bỏ qua. Q= 0,047. kt . F. e .q ,[ W ] Trong đó: + kt: Hệ số truyền nhiệt của tường bao xung quanh nhận nhiệt bức xạ, [W/m2.độ].Ta có kt = 4,04 W/m2.độ + F: Diện tích của tường phía Tây và phía Đông trừ cửa, ta có F = 2 ´ D ´h F = (2 ´ 5 ´ 3,5) - 1,44 = 33,56 m2 + q: Cường độ bức xạ mặt trời tại Đà Nẵng chiếu lên tường phía Tây và Đông theo [TL6-tr290] ta có q= 157 W/m2 + e: Hệ số hấp thụ của trần nhận nhiệt bức xạ, tra bảng theo [TL6-tr292] ta có e = 0,54 ¸ 0,65 ,chọn e = 0,6 Nhiệt bức xạ truyền qua kết cấu bao che là: Q= 0,047 ´ 4,04 ´ 33,56 ´ 0,6 ´ 157 = 600,3 W Vậy lượng nhiệt bức xạ truyền vào phòng điều hòa là: Qbx = Q + Q = 150,8 + 600,3 = 751,1 W 2.4.Tính lượng nhiệt tỏa Qtỏa: 2.4.1.Nhiệt do người tỏa ra: Trong quá trình hô hấp và hoạt động cơ thể người tạo ra nhiệt. Lượng nhiệt do người tảo ra phụ thuộc vào trạng thái, mức độ lao động, môi trường không khí xung quanh, lứa tuổi ... Nhiệt độ người tỏa ra gồm hai phần: Một phần tỏa trực tiếp vào không khí, làm tăng nhiệt độ không khí gọi là nhiệt hiện. Một phần khác làm bay hơi mồ hôi trên bề mặt da, lượng nhiệt này tỏa ra môi trường không khí làm tăng entanpi của không khí mà không làm tăng nhiệt độ của không khí gọi là lượng nhiệt ẩn. Tổng hai lượng nhiệt này gọi là lượng nhiệt toàn phần do người tỏa ra. Lượng nhiệt do người tỏa ra trong phòng: theo [TL6-tr297] ta có công thức: Qn = n . q ,[W] Trong đó: + n: số người trong phòng; phòngI: n = 1người, phòng II: n = 4 người + q: lượng nhiệt toàn phần do người tỏa ra ,[W/người] tra bảng theo [TL6-tr297] với nhiệt độ trong phòng điều hòa là 25 oC và lao động trí óc, ta có q = 139,56 W/người Suy ra nhiệt do người tỏa ra là: Qn= 5 ´ 139,56 = 697,8 W 2.4.2.Nhiệt tỏa ra do thắp sáng Qs: Lượng tỏa ra do thắp sáng bằng đèn huỳnh quang, theo [TL6-tr295] ta có công thưc sau: Qs= 860 . N ,[kcal/h] N: tổng công suất của các đèn huỳnh quang, [KW]. Phòng I được bố trí 1 đèn huỳnh quang loại 1,2 m có công suất Nđ1,2= 40 W . Phòng II được bố trí 2 đèn huỳnh quang loại 1,2 m có công suất Nđ1,2= 80 W Vậy tổng công suất của các đèn huỳnh quang là N = 0,12 KW Suy ra nhiệt tỏa ra do thắp sáng là: Qs= 860 ´ 0,12 = 103,2 kcal/h = 120 W 2.4.3.Nhiệt do máy móc tỏa ra Qmc: Qmc=åNđ ,[W] Trong đó: Nđ: Công suất lắp đặt của thiết bị. có 4 máy vi tính có Nđ= 40 W Suy ra lượng nhiệt do máy móc tỏa ra là:Qmc= 4 ´40 = 160 W Vậy lượng nhiệt Qtỏa= Qn + Qs+ Qmc Qtỏa= 697,8 + 120 + 160 = 977,8 W * Vậy lượng nhiệt thừa là: QT= QDt + Qbx+ Qtỏa QT= 3757,1 + 751,1 + 977,8 = 5486 W 2.5.Tính lượng ẩm thừaWT: lượng ẩm do người tỏa ra được xác định theo [TL6-tr299] ta có công thức: W = n . g . 10-3 ,[kg/h] Trong đó: + n: số người thường xuyên ở trong 2 phòng làm việc: n = 5 người + g: lượng ẩm tỏa ra [g/h.người], phụ thuộc vào trạng thái, cường độ lao động và nhiệt độ môi trường xung quanh, tra theo [TL6-tr299] với nhiệt độ trong phòng là 25oC và công việc là lao động trí óc ta có g = 105 g/h.người. suy ra lượng ẩm do người tỏa ra là: WT = 5 ´ 105.10-3 = 0,525 kg/h 2.6.Thành lập và tính toán sơ đồ điều hòa không khí: 2.6.1.Xác định hệ số góc tia của quá trình thay đổi trạng thái không khí trong phòng eT: Xác định trị số hệ số góc tia của quá trình thay đổi trạng thái không khí trong phòng( quá trình thổi không khí vào ở trạng thái V(Iv, dv)trung hòa với lượng nhiệt ẩm thừa trong phòng và thay đổi đến trạng thái T(IT,dT) ),theo đúng yêu cầu. Ta có công thức là: eT = trong đó: + QT: lượng nhiệt thừa, QT = 5846 W = 5026,6 kcal/h + WT: lượng ẩm thừa, WT = 0,525 kg/h suy ra: eT = = 9574,5 2.6.2. Sơ đồ tuần hoàn không khí theo một cấp: 1. Chọn sơ đồ điều hòa không khí : Chọn sơ đồ tuần hoàn không khí một cấp là vì tận dụng được nhiệt độ thấp trong phòng điều hòa không khí do đó làm giảm được năng suất lạnh do không gian điều hòa không sinh ra chất độc hại. Sơ đồ nguyên lý hoạt động của hệ thống điều hòa không khí kiểu tuần hoàn một cấp. Hình 2.3 Nguyên lý hoạt động: Không khí ngoài trời có trạng thái N(tN, jN) có lưu lượng LN qua cửa hút của không khí ngoài trời 1, đi vào buồng hòa trộn 3 , để hòa trộn với lượng không khí tuần hoàn có trạng thái T(tT, jT) có lưu lượng LT được hút theo cửa gió tuần hoàn 2. Sau khi hòa trộn không khí có trạng thái C, được xử lý nhiệt ẩm (làm lạnh ,làm khô) trong thiết bị xử lý không khí 4, đạt đến trạng thái O, rồi được quạt gió 5 đường ống đẩy 6 và hệ thống phân phối khí 7 thổi vào phòng được điều hòa 8. Trong phòng 8,lượng không khí thổi vào trạng thái V(tV, jV) được thực hiên quá trình trao đổi nhiệt ẩm với không khí ở trong phòng có chứa lượng nhiệt thừa QT và ẩm thừa WT, tự biến đồi trạng thái đến trạng thái T theo eT= , sau đó một phần không khí sử dụng lại được hút qua miệng hút 9, đường ống hút hồi gió hồi 10 và quạt gió hồi 11(có thể không sử dụng quạt hồi này) tuần hoàn về buồn trộn 3. Phần không khí thừa còn lại được thải qua cửa thải gió 12 ra ngoài 2. Xác định các trạng thái trên đồ thị I- d: +Trạng thái không khí trong phòng làm làm việc T: jT = 60% , tT = 25oC tra bảng [TL7-tr283] suy ra IT = 13,3 kcal/kg không khí; dT= 12 g/kg không khí khô. + Trạng thái không khí ngoài trời N jN = 80,5%, tN = 34,5 oC tra bảng theo [TL7-tr283] suy ra IN = 26 kcal/kgkhông khí ; dN = 29 g/kg không khí khô j= 100% j = 95% Hình 2.4 + Hệ số góc tia: eT = 10983,3 Qua điểm T trên đồ thị ta vẽ đường thẳng có hệ số góc eT và cắt đường j = 95% tại điểm O ta có tO= 17oC. Với cách phân phối không khí kiểu thổi trên xuống, theo [TL6-tr301] ta có Dtv = tT- tv= 7¸ 10oC , chọn tv=17 oC. vậy ta chọn điểm O trùng với điểm V có Iv= 11,61 kcal/kg.không khí. Xác định điểm C như sau: Trước tiên cần tính lưu lượng không khí trao đổi cần thiết: L = = = 2413,3 kg/h Tính lượng không khí bên ngoài cần thiết để thổi vào phòng LN: L = LN+ LT Trong đó: + LN: lượng không khí bên ngoài cần thiết thổi vào phòng điều hòa. + LV: lượng không khí tuần hoàn. Lượng không khí bên ngoài LN được tính dựa theo công thức theo [TL6-tr311] như sau: Theo yêu cầu vệ sịnh trong 1 giờ cần cấp cho mỗi người trong phòng không hút thuốc lá một lượng không khí trong sạch bên ngoài (không khí tươi ) là (30 ¸ 35) kg/h nếu số người là n thì lượng không khí bên ngoài cần cung cấp là: LNyc = (30 ¸ 35) n ,[kg/h] LNyc= 30 ´ 4 = 120 kg/h Theo [TL6-tr312] ta có: + nếu lượng không khí LNyc > 10% L thì lấy lượng không khí ngoài cần thiết để tính toán LN = LNyc + nếu LN £ 10%L thì lấy LN = ta có 10%L = 2413,3 kg/h.vậy LN <10%L suy ra LN = = = 241,33 kg/h và LT = L- LN = 2413,3 - 241,33 = 2171,97 kg/h Vậy ta có được LN và LT ta dể dàng xác định được điểm không khí hòa trộn C trên đồ thị I- d theo nguyên tắc hòa trộn. Nối doạn NT và chia đoạn NT theo tỉ lệ CT = TN . . Từ đồ thị [TL7-tr283] ta đo được TN = 66 mm Suy ra CT = 66 ´ = 6,6 mm. Vậy ta xác định được điểm C(Ic=14[kcal/kg],dc=13,2 g/kg không khí khô) nằm trên đoạn TN và cách điểm T một khoảng 6,6 mm. Nối C với O ta được quá trình điều hòa không khí cần thiết: N + T = C ® O ® V ® T Trong đó: N + T = C : quá trình hòa trộn không khí giữa không khí bên ngoài trời ở trạng thái N và không khí tuần hoàn ở trạng thái T trong buồng hòa trộn. CO: quá trình xử lý làm lạnh và làm khô không khí bằng thiết bị xử lý không khí: O º V: quá trình tự biến đồi trạng thái không khí do nhận nhiệt thừa và ẩm thừa trong phòng điều hòa theo hệ góc tia eT Năng suất lạnh cần thiết của dàn lạnh: Q = L(IC - IO) ,[kcal/h] L = 2413,3 kg/h IC = 14,5 kcal/kg không khí IO = IV = 11,61 kcal/kg không khí. Q = 2413,3 ´ (14 -11,61 ) = 5767,07 kcal/h = 6689,8 W Năng suất lạnh của dàn bay hơi Q0 là: Q0 Bao gồm năng suất lạnh của dàn lạnh, tổn thất đường ống, thiết bị và phần dự trữ. Q0 = 1,05. Q ,theo [TL2-tr92] Q0 =1,05 ´ 6689,8 =7000 W Vậy năng suất lạnh yêu cầu để thiết kế máy lạnh hấp thụ dùng cho điều hòa không khí văn phòng làm việc với diện tích 35 m2 là Q 0= 7000 W. Chương3: TÍNH TOÁN CHU TRÌNH MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/BrLi MỘT CẤP Chương này nhằm mục đích xác định các điểm nút của chu trình và xác định các phụ tải nhiệt của các thiết bị trao đổi nhiệt của máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp dùng để điều hòa không khí. 3.1. Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr một cấp + Vì hệ thống làm việc với độ chân không rất cao, để giảm khả năng không khí lọt vào hệ thống, giống như các máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr thực tế tôi không bố trí các thiết bị riêng rẽ mà bố trí kết hợp thiết bị sinh hơi, thiết bị ngưng tụ trong cùng một bình và thiết bị bay hơi, thiết bị hấp thụ trong cùng một bình. Hai bình này có dạng ống chùm nằm ngang . + Trong hệ thống có thiết bị hoàn nhiệt để tận dụng nhiệt của dung dịch từ thiết bị sinh hơi về để gia nhiệt cho dung dịch sau khi ra khỏi thiết bị hấp thụ nhằm mục đích giảm lượng nhiệt cấp cho thiết bị sinh hơi và giảm lượng nước làm mát tại thiết bị hấp thụ. Vì hai môi chất trao đổi nhiệt đều ở trạng thái lỏng, nên tôi chọn loại thiết bị hoàn nhiệt kiểu ống lồng ống . Dung dịch cần gia nhiệt đi ở trong ống trong, dung dịch cần làm nguội đi ở trong không gian giữa hai ống. Hai dòng dung dịch được chuyển động ngược chiều nhau . + Do nguồn gia nhiệt có nhiệt độ thấp, nên để tăng hiệu quả của hệ thống, ngoài thiết bị bay hơi và thiết bị hấp thụ dùng kiểu tưới, tôi cũng dùng thiết bị sinh hơi kiểu tưới nhờ tận dụng lực của bơm dung dịch có sẵn và bố trí thiết bị như hình (2.1). + Chọn môi trường giải nhiệt là nước giếng khoan vì dùng nước giếng khoan giảm được chi phí đầu tư do không dùng tháp giải nhiệt, quạt giải nhiệt. Nước giếng khoan có nhiệt độ thấp hơn nước thường nên càng làm giảm nhiệt độ ngưng tụ tăng hệ số lạnh của chu trình, do hệ thống nhỏ nên lượng nước giếng khoan tiêu hao không lớn chi phí vận hành chỉ là bơm giếng so với dùng bơm và dùng quạt giải nhiệt . Ta dùng nước giếng khoan để giải nhiệt vì nước giếng khoan có nhiệt đô luôn ổn định trong cả năm(mùa hè và mùa đông) và có nhiệt độ thấp hơn so với các nguồn nước khác như nước sông hồ ,mạng nước thành phố, , theo [TL1- tr7] sử dung nước giếng khoan không tuần hoàn có thể lấy cao hơn hoặc bằng nhiệt độ trung bình hằng năm (0¸1)oC, tra bảng theo[TL2- tr8] ta có nhiệt độ trung bình hằng năm tại Đà Nẵng t = 25,6 oC. + Chọn vật liệu chế tạo là inox vì dung dịch LiBr có tính ăn mòn kim loại cao. Nó ăn mòn mạnh mẽ thép, đồng và hợp kim của đồng. + Chọn nhiệt độ ra của nước tải lạnh tm2.Theo [TL2-tr102] chất tải lạnh là nước thì nhiệt độ bay hơi của môi chất lạnh ³ 5 oC, nhiệt độ sôi của môi chất lạnh t0 thấp hơn nhiệt độ trung bình của nước tải lạnh là 4 ¸ 6oC. Do đó trong thiết kế này chọn nhiệt độ ra của nước tải lạnh là: tm2=8oC 3.1.1. Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr được chọn như sau : Bơm MTL BT HN TB HT Nước làm mát Chất tải lạnh TB BH Nước làm mát TB NT TB SH Nướcgia nhiệt I Ống xi phông II Bơm dd đậm đặc Hình 3.1 . Mô hình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp TB SH Thiết bị sinh hơi TB HT Thiết bị hấp thụ TB NT Thiết bị ngưng tụ BT HN Thiết bị hồi nhiệt TB BH Thiết bị bay hơi Bơm MTL Båm mäi cháút laûnh 3.1.2.Nguyãn lyï laìm viãûc maïy laûnh háúp thuû H2O/LiBr mäüt cáúp: Maïy laûnh háúp thuû mäüt cáúp H2O/LiBr coï nguyãn lyï laìm viãûc nhæ hçnh 1.1,vç coï aïp suáút vaì hiãûu aïp ráút nhoí nãn noï âæåüc bäú trê nhæ hçnh 3.1. Nhæîng thiãút bë chênh âæåüc bäú trê trong hai hçnh truû I vaì II âãø dãø daìng duy trç âäü chán khäng trong hãû thäúng. Bçnh I coï aïp suáút ngæng tuû ,bçnh II coï aïp suáút bay håi. Trong bçnh I coï bäú trê daìn ngæng vaì bäü pháûn sinh håi. Trong bçnh II coï bäú trê daìn bay håi vaì bäü pháûn háúp thuû , giæîa caïc thiãút bë trãn coï âäü chãnh nhiãût âäü âaïng kãø nhæ åí bçnh I laì nhiãût âäü ngæng tuû vaì nhiãût âäü gia nhiãût , åí bçnh II laì nhiãût âäü bay håi vaì nhiãût âäü háúp thuû nhæng khäng cáön caïch nhiãût, vç hãû thäúng coï âäü chán khäng cao laì mäi træåìng caïch nhiãût lyï tæåíng. Næåïc gia nhiãût tæì nguäön nàng læåüng khaïc nhau: nàng læåüng nhiãût màût tråìi, táûn duûng nhiãût nàng thæìa, phãú thaíi, thæï cáúp, reí tiãön nhæ khoïi thaíi, håi trêch ... âi vaìo bçnh sinh håi (TBSH) âãø gia nhiãût cho dung dëch âáûm âàûc H2O/LiBr. Håi næåïc sinh ra bay qua daìn ngæng(TBNT), thaíi nhiãût cho næåïc laìm maït vaì ngæng tuû laûi. Dung dëch âáûm âàûc khi máút næåïc tråí thaình dung dëch loaîng vaì âæåüc âæa tråí laûi daìn háúp thuû (TBHT) trong bçnh II, vç voìi phun laìm nhiãûm vuû giaím aïp nãn khäng cáön van tiãút læu âàûc biãût næîa. Næåïc sau khi ngæng tuû åí daìn ngæng (TBNT), seî chaíy qua äúng xi phäng âãø giaím aïp räöi chaíy vaìo daìn bay håi(TBBH). Äúng xi phäng âãø phoìng næåïc cao aïp tæì thiãút bë ngæng tuû âi vaìo thiãút bë bay håi. Do aïp suáút åí âáy ráút tháúp næåïc bay håi âãø sinh laûnh. Håi næåïc taûo ra åí daìn bay håi (TBBH) seî âæåüc dung dëch loaîng háúp thuû åí thiãút bë háúp thuû (TBHT). Nhiãût læåüng toía ra trong quaï trçnh háúp thuû seî âæåüc næåïc laìm maït láúy âi. Laûnh sinh ra åí daìn bay håi (TBBH),seî âæåüc næåïc taíi laûnh âæa âãún daìn laûnh khäng khê (FCU), khäng khê chuyãøn âäüng cæåîng bæïc qua daìn laûnh khäng khê nhaî nhiãût cho næåïc taíi laûnh chuyãøn âäng cæåîng bæïc trong äúng. Dung dëch âáûm âàûc sau quaï trçnh háúp thuû, âæåüc båm dung dëch båm lãn bçnh sinh håi. Dung dëch loaîng chaíy tæì bçnh sinh håi tråí laûi bçnh háúp thuû. Bçnh häöi nhiãût duìng âãø náng cao hiãûu suáút nhiãût. Åí âáy, dung dëch loaîng âæåüc laìm nguäüi vaì dung dëch âáûm âàûc âæåüc laìm noïng. Næåïc laìm maït âáöu tiãn âi qua bçnh háúp thuû, sau âoï måïi âãún bçnh ngæng do âoï nhiãût âäü ngæng tuû seî cao hån nhiãût âäü háúp thuû mäüt chuït. Nhæng chi tiãút chuyãøn âäüng åí âáy duy nháút laì båm dung dich vaì båm mäi cháút laûnh. Caïc båm naìy yãu cáöu phaíi coï âäü kên vaì âäü chán khäng cao. 3.2.Tênh toaïn chu trçnh maïy laûnh háúp thuû H2O/BrLi mäüt cáúp: Vç hãû thäúng laìm viãûc våïi âäü chán khäng ráút cao, âãø giaím khaí nàng khäng khê loüt vaìo hãû thäúng. Thiãút bë sinh håi, thiãút bë ngæng tuû âæåüc bäú trê trong cuing mäüt bçnh vaì thiãút bë bay håi, thiãút bë háúp thuû cuîng âæåüc bäú trê trong cuìng mäüt bçnh. Hai bçnh naìy coï daûng äúng chuìm nàòm ngang, næåïc âi trong äúng tæì dæåïi lãn. Så âäö cuía hãû thäúng vaì caïc âiãøm nuït choün theo hçnh(3.1). 3.2.1.Caïc âaûi læåüng âaî biãút . Phuû taíi laûnh yãu cáöu: Qo= 7KW. Nhiãût âäü næåïc noïng gia nhiãût: tH1= 90oC. Nhiãût âäü vaìo cuía næåïc giaíi nhiãût thiãút bë háúp thuû: tW1=25,6oC. Nhiãût âäü ra cuía næåïc taíi laûnh: tm2 = 8oC. 3.2.2.Xaïc âënh nhiãût âäü bay håi to. Nhiãût âäü bay håi t0 vaì aïp suáút P0 åí maïy laûnh háúp thuû phuû thuäüc chuí yãúu vaìo nhiãût âäü næåïc taíi laûnh ra khoíi thiãút bë bay håi tm2. Âä chãnh lãûch nhiãût âäü (tm2-t0) âäúi våïi maïy laûnh háúp thuû hiãûn nay thæåìng âæåüc chãú taûo vaìo khoaíng 3oC. Nãúu âäü chãnh nhiãût âäü (tm2-t0) nhoí hån seî dáùn tåïi hiãûu suáút cuía chu trçnh cao hån (vç e = = ) nhưng diện tích bề mặt truyền nhiệt của thiết bị bay hơi lớn hơn. Đó là sự lựa chọn giữa chi phí vận hành và vốn đầu tư. Nhiệt độ bay hơi:theo [TL 4-tr9] ta có t0 =tm2 - 3,[oC] to = 8- 3 =5oC. Nhiệt độ vào của nước tải lạnh:theo[TL 4-tr9]ta có tm1=tm2+4 ,[oC] tm1=8+4 = 12oC Vậy t0= 5oC tra bảng ‘’ nước và hơi nước bão hòa, theo [TL 5-tr284] P0=0,00872 Bar 3.2.3.Xác định nhiệt độ ngưng tụ: tK= tW3+ DtK, [oC] Để tiết kiệm nguồn nước ta cho nước giếng khoan vào làm mát thiết bị hấp thụ trước rồi đưa lên làm mát thiết bi ngưng tụ, do đó nhiệt độ vào của nước giải nhiệt thiết bị ngưng tụ cũng chính là nhiệt độ ra của nước giải nhiệt thiết bị hấp thụ, theo [TL 2-tr158] nhiệt độ nước đầu vào và đầu ra chênh nhau (2¸6) tW3 = tW2=tW1 + DtW2 , [oC] chọn DtW2 = 2oC vì nếu chọn DtW2 lớn thì tK lớn do đó làm giảm hệ số lạnh của chu trình tW3= tW2= 25,6 + 2 = 27,6 0C tK=27,6 + 7 = 34,6 oC ta chọn DtK= 7oC ,[TL3-tr10]. Vậy ta chọn tk = 35oC ,tra bảng nước và hơi nước bão hòa, theo [TL5- tr284] PK= 0.0562 Bar 3.2.4.Xác định nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi: - Nhiệt ra của nước gia nhiệt: theo[TL2- tr158]. tH2 = tH1- 2 ,[oC] tH2= 90 - 2 = 88 oC - Nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi: theo [TL1- tr108] th = tH1- 5 ,[oC] th = 90 - 5 = 85 oC 3.2.5.Xác định các điểm nút: Điểm 1: Dung dịch đậm sôi đặc ra khỏi bình hấp thụ. Là giao điểm của hai đường P0= 0,00872 Bar và tK = 35 oC , tra bảng theo [TL1- tr39] ta xác định được. xr= 0,43 kgH2O/kg dung dịch theo công (1.2) ta xác định được entanpi i1 = 95,4 kj/kg. Điểm 2:Hơi nước quá nhiệt khỏi bình sinh hơi. Có áp suất PK= 0,0562 Bar và nhiệt độ tK= 85oC. Tra bảng nước chưa sôi và hơi quá nhiệt, theo [TL5-tr292] ta xác định được entanpi i2 = 2620kj/kg . Điểm 3:Dung dịch loãng sôi ra khỏi bình sinh hơi. Là giao điểm của hai đường PK = 0,0562 Bar và th = 85oC,tra đồ thị theo [TL1- tr39] xác định được. xa = 0,365 kgH2O/kg dung dịch theo công (1.2) ta xác định được entanpi i3= 205,1 kj/kg . Điểm 4: Dung dịch loãng sôi vào bình hấp thụ. Là giao điểm của hai đường Po= 0,00872 Bar và xa= 0.365 kgH2O/kg dung dịch, Điểm 5: Nước ngưng ra khỏi thiết bị ngưng tụ. Là giao điểm của hai đường PK= 0,0562 Bar và x = 1 kgH2O/kg dung dịch. Theo công thức (1.17) với PK= 0,0562 Bar tìm được i5=145,4kj/kg Điểm 6: Hơi nước bão hào ra khỏi thiết bị bay hơi. Là giao điểm của hai đường Po= 0,00872 Bar và x = 1 kgH2O/kg dung dịch. theo cônh thức (1.2) với Po= 0,00872 Bar tìm được i6= 2510 kj/kg. *Vậy ta có vùng khử khí . Dx = xr- xa ,[kgH2O/kg dung dịch ] Dx = 0,43 - 0,365 = 0.065 kgH2O/kg dung dịch thỏa mãn điều kiện Dx > 0. 3.2.6. Xác định lưu lượng dung dịch tuần hoàn: Để tính toán lưu lượng tuần hoàn cần phải cân bằng chất ở bình hấp thụ hoặc bình sinh hơi. Gọi Gd là lưu lượng khối lượng qua dàn bay hơi + Cân bằng môi chất lạnh tại bình sinh hơi : xrGr = xaGa+ 1.Gd. + Cân bằng dung dịch và môi chất lạnh: Gr= Ga+ Gd. trong đó : xr : nồng độ của nước trong dung dịch đậm đặc [kgH2O/kg dung dịch ] xa : nồng độ của nước trong dung dịch loãng [kgH2O/kg dung dịch ] Gr : lưu lượng khối lượng của dung dịch đậm đặc [ kg/s] Ga : lưu lượng khối lượng của dung dịch loãng [ kg/s] Gd : lưu lượng khối lượng của môi chất lạnh (nước) [kg/s] + lưu lượng môi chất lạnh được tính theo công thức [TL1- tr40] Gd = ,[kg/s] Ở đây q0 = r(to) là nhiệt ẩn hóa hơi của nước ở nhiệt độ to r(to = 5oC) = 2489 kj/kg tra theo [TL5- tr284]. Gd = kg/s Gd = 0,0028 kg/s suy ra lưu lượng khối lượng của dung dịch đậm đặc. Gr = .Gd ,[kg/s] Gr = ´ 0,0028 = 0,027 kg/s vậy lưu lượng khối lượng của dung dịch loãng là. Ga = Gr - Gd ,[kg/s] Ga = 0,027 - 0,0028 = 0,024 kg/s Nhận xét: Lưu lượng dung dịch tuần hoàn rõ rànglớn hơn nhiều so với lưu lượng môi chất lạnh tuần hoàn . 3.2.7.Xác định nhiệt độ ra khỏi thiết bị hồi nhiệt: + t1,t1’: Nhiệt độ vào và ra của dung dich đậm đặc: t1= tk + t3, t3’:Nhiệt độ vào và ra của dung dịch loãng: t3= th Theo [TL1- tr46], độ chênh nhiệt độ cực tiểu Dtmin nằm ở đầu lạnh của thiết bị hồi nhiệt được xác định là: t3’ = t1+Dtmin =tK + 10 (Dtmin=10oC) t3’ = 35 + 10 = 45oC Phụ tải nhiệt của thiết bị hồi nhiệt: Qhn = Ga.Cpa(t1’ - t1) = Gr .Cpr (t3 - t3’) Cpa: Nhiệt dung riêng đẳng áp của dung dịch loãng Cpr : Nhiệt dung riêng đẳng áp của dung dịch đậm đặc Theo công thức (1.3) ta có Cpr = 3,657 kj/kg Qhn = 0,024´ 3,657 ´ (85 - 45) = 3,5 KW Suy ra: t1’ = + t1 Theo công thức (1.3) ta có Cpa= 3,71 kj/kg t1’ = + 35 = 74oC 3.2.8.Chu trình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp: xa xr x=1 lgP 1/T 1/T 1/T P K 6 1 2 3 4 5 sinh hơi hấp thụ 1/T P 0 H 0 K Hình 3.2 .Chu trình máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp. 3.2.9.Lập bảng thông số các điểm nút: Điểm Trạng thái t [oC] P [Bar] x [kgH2O/kgdd] i [kj/kg ] 1 Dung dịch đậm đặc sôi ra khỏi bình hấp thụ 35 0,0087 0,43 95,4 1’ Dung dịch đậm đặc sôi ra khỏi bình hồi nhiệt 74 0,0087 0,43 181,1 2 Hơi nước bão hòa khô ra khỏi bình sinh hơi 72 0,0562 0,43 2660 3 Dung dịch loãng sôi ra khỏi bình sinh hơi 85 0,0562 0,365 205,1 3’ Dung dịch loãng quá lạnh ra khỏi bình hồi nhiệt ( xem gần đúng dung dịch là sôi) 45 0,0562 0,365 117,1 4 Dung dịch loãng sôi vào bình hấp thụ 45 0,0087 0.365 121,5 5 Nước ngưng ra khỏi thiết bị ngưng tụ 35 0,0562 1 145,4 6 Hơi nước bão hòa ra khỏi thiết bị bay hơi 5 0,0087 1 2510 3.2.10.Xác định phụ tải của các thiết bị: Thiết bị hấp thụ: Qa = Gd.i6 + Ga.i3’ - Gr.i1 Qa = 0,0028 ´ 2510 + 0,024 ´ 117,1- 0,027 ´ 95,4 = 7.26 KW Thiết bị ngưng tụ: QK = Gd.(i2- i5) QK = 0,0028 ´ (2660 - 145,4) = 7,04KW Thiết bị sinh hơi: QH = Gd.i2 + Gr.i3 - Ga.i 1’ QH = 0,0028 ´ 2660 + 0,027 ´ 205,1 - 0,024´181,1 = 8,64 KW Thiết bị hồi nhiệt: Qhn= 3,5 KW 3.3.Xác định hệ số làm lạnh: z === 0,98 Chương 4: TÍNH CÁC THIẾT BỊ CỦA MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP Chương này nhằm mục đích xác định diện tích truyền nhiệt của các thiết bị trao đổi nhiệt của máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp dùng trong điều hòa không khí. 4.1.Thiết bị bay hơi và hấp thụ: 4.1.1.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi: Nguyên lý làm việc: Môi chất lạnh (nước) sau khi chảy qua ống mao để giảm áp suất rồi chảy vào dàn bay hơi do áp suất ở đây thấp hơn ở thiết bị ngưng tụ và nhận nhệt của nước tải lạnh nên môi chất lạnh bay hơi. Nước tải lạnh chuyển động cưỡng bức trong ống và nhả nhiệt cho môi chất lạnh sôi màng do bơm tưới liên tục bên ngoài ống. Trong thiết kế này các ống trao đổi nhiệt được làm bằng inox Đường kính trong dt= 0,009 m Đường kính ngoài dn= 0,011 m Hình 4.1. Thiết bị bay hơi và hấp thụ kiểu ống vỏ nằm ngang. Phụ tải nhiệt của thiết bị bay hơi: Qo = Gn .Cpn . (tn1- tn2). Qo = Ko .Fo .Dttbo ,[kw] Trong đó: Gn: Lưu lượng khối lượng của nước tải lạnh [kg/s]. Cpn: Nhiệt dung riêng đẳng áp của nước tải lạnh [kj/kg.độ]. tn1, tn2: Nhiệt độ vào và ra của nước tải lạnh [oC]. Fo: Diện tích truyền nhiệt của thiết bị bay hơi [m2]. Dttbo : Độ chênh nhiệt độ trung bình [oC]. K0: Hệ số truyền nhiệt của thiết bị bay hơi(ống trơn nên xem như phẳng) [w/m2.độ] Q0 = 7 KW Cpn= 4,186 kj/kg.độ tn1 = to+7 , tn1= 5 + 7 = 12 [oC] theo [TL4-tr9] tn2 = to+3 , tn2= 5 + 3 = 8 [oC] theo [TL4-tr9] Vậy suy ra lưu lượng khối lượng của nước tải lạnh: Gn = ,[kg/s] Gn = = 0,4 kg/s Độ chênh nhiệt độ trung bình: Dttb0 = ,[oC] Dttb0 = = 4,72 oC Hệ số truyền nhiệt: K0 = Với: å: Nhiệt trở của các chất bẩn và của vách ống. Trong tính toán này giá trị å được chọn theo [TL4-tr9] ta được å = 0 0001433m2.độ/W an : Hệ số tỏa nhiệt của nước tải lạnh, nước tải lạnh chuyển động cưỡng bức trong ống , hệ số tỏa nhiệt được tính theo [TL4-tr9]: an = 1780.wn0,8/ dt00,2 ,[w/m2.độ] + dt0 : Đường kính trong của ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi,[ m2] , trong thiết kế này chọn dt0=0,009 m2. + wn : Tốc độ của nước tải lạnh wn = , [m/s] r: Khối lượng riêng của nước tải lạnh, r = 1000 kg/m3 n0: Số ống trong một hành trình (chọn theo[TL4-tr9] wn = 1,5 m/s , tính ra n0, rồi làm tròn số n0 và tính ngược lại wn) n0 = ,[ống] n0 = = 4,19 chọn n0 = 4 ống suy ra wn = =1,57 m/s Vậy hệ số tỏa nhiệt của nước tải lạnh an= 1780 ´ 1,570,8/0,0090,2 = 6550,75 W/m2.độ a0: Hệ số tỏa nhiệt của môi chất lạnh (nước), hệ tỏa nhệt khi sôi do dòng môi chất lạnh được tưới chảy màng trên bề mặt ống chùm nằm ngang: a0 = 1,03(Re0.Pr0.)0,46. ,[W/m2.độ] Tiêu chuẩn Re0 được xác định như sau: Re0= == 387,8 + G0: Mật độ tưới nước , G0 = (0,417¸ 0,83) kg/m.s ,chọn G0= 0,6 kg/m.s + L0= ; dn0: Đường kính ngoài của ống trao đổi nhiệt chọn dn0 = 0,022 m. Suy ra L0 = = 0,017m. + d0 = 1,27.: Độ dày lớp màng mỏng của môi chất lạnh ,[m] Trong đó : l0[w/m.độ], m0[Ns/m2], n0[m2/s], r0[kg/m3],g[m/s2], Pr0: hệ số dẫn nhiệt ,độ nhớt độn lực học, độ nhớt động học, khối lượng riêng, gia tốc trọng trường,Prăng(Pr =m.Cp/l) của môi chất lạnh (nước ở nhiêt độ t0). Tra bảng thông số vật lý của nước trên đường bão hòa với t0 = 5oC , theo [TL5-tr330] ta có l0 = 56,2.10-2 W/m.độ m0 = 1547.10-6 Ns/m2 n0 = 1,547.10-6 m2/s r0 = 999,8 kg/m3 Pr0= 11,6 Cp0= 4.2 kj/kg.độ Suy ra : d0 = 1,27´= 0,66.10-3 m Suy ra hệ số tỏa nhiệt của môi chất lạnh a0 là: a0 = 1,03´(387,8´11,6´) 0,46´ = 9428,[W/m2.độ] Suy ra hệ số truyền nhiệt của thiết bị bay hơi là: K0 = = 2487,4W/m2độ Vậy diện tích truyền nhiệt của thiết bị bay hơi là: F0 = = = 0,6 m2 4.1.2.Tính toán thiết kế thiết bị sinh hơi: Chọn các thông số kết cấu: Các ống được bố trí trên mặt sàng theo đỉnh của tam giác đều. bước ống ngang : theo[TL1- tr86] S = 1,3dn0 = 1,3 ´ 0,011 = 0,0143m diện tích xung quanh của ống trao đổi nhiệt ứng với chiều dài l0=1,2 m Fxq0= p.dn0.l0 = p ´ 0,011´ 1,2 = 0,041 m2 tổng số ống của thiết bị bay hơi N0== = 14,6 ống, chọn N0 = 16 ống 4.1.3.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị hấp thụ: Nguyên lý làm việc: Hơi nước được tạo ra ở dàn bay hơi sẽ được dung dịch loãng hấp thụ ở thiết bị phận hấp thụ , trong quá trình hấp thụ nhiệt lượng tỏa ra sẽ được nước làm mát lấy đi. Nước làm chuyển động cưỡng bức trong ống, nhận nhiệt hấp thụ của dung dịch loãng được tưới tự nhiên thành màng bên ngoài ống. Trong thiết kế này các ống trao đổi nhiệt được làm bằng inox có Đường kính trong dta= 0,015 m Đường kính ngoài dna= 0,017 m Phụ tải nhiệt của thiết bị hấp thụ Qa = Gd . i6+ Ga’ .i3’- Gr . i1 , [W] Qa = Gw .Cpw.(tw2 - tw1) , [W] Qa = Ka.Fa.Dttba , [W] Trong đó: i6: Entanpi của hơi nước bảo hòa khô ra khỏi thiết bị bay hơi ở t0 ,[kj/kg] i3’ , i1 : Entanpi của dung ịch vào và ra khỏi thiết bị hấp thụ ,[kj/kg] Gw: Lưu lượng khối lượng của nước làm mát thiết bị hấp thụ ,[kg/s] Cpw : Nhiệt dung riêng đẳng áp của nước làm mát thiết bị hấp thụ,[kj/kg.độ] tw1 ,tw2 : nhiệt độ vào và ra của nước làm mát ,[oC] Fa : Diện tích truyền nhiệt của thiết bị hấp thụ ,[m2] Dttba : Độ chênh nhiệt độ trung bình ,[oC] Ka : Hệ số truyền nhiệt của thiết bị hấp thụ ,[W/m2.độ] Ta có : Qa = 7,26KW Cpw= 4,186 kj/kg.độ tw1= 25,6 » 26 [oC] tw2= ( tw1+ 2 ) [oC] theo [TL4-tr10] tw2= 26 + 2 = 28 oC Suy ra : Gw= ,[kg/s] Gw = = 0,867kg/s Xem gần đúng nhiệt độ dung dịch trong bình hấp thụ là không đổi và bằng nhiệt độ ngưng tụ nên ta có: Dttba== Dttba= 7,96 oC Ka = ,[W/m2.độ] Với: - : Nhiệt trở của các chất bẩn và của vách ống. Trong tính toán này theo [TL4-tr10] giá trị được chọn bằng 0,000568 m2 aa: Hệ số tỏa nhiệt của dung dịch theo[TL4-11] , hệ số tỏa nhiệt từ màng của dung dịch đến thành ống nằm ngang: aa= 1,03 ´ (Rea.Pra.) 0,46. tiêu chuẩn Rea được xác định như sau:Rea = Ga =: mật độ tưới nước,[kg/m.s] Ba: Bề mặt tưới vì ống nằm ngang nên Ba= 2.la.Na la : Chiều dài đoạn ống ,[m] Na: Số cụm ống thẳng đứng Suy ra Ba = 2 ´ 1,2 ´ 4 = 9, 6 m Suy ra Ga = = 0,0025 kg/m.s + La= ; dna: Đường kính ngoài của ống trao đổi nhiệt ,[m] suy ra La= = 0,0267 m + da= 1,27.:Độ dày của lớp màng mỏng của dung dịch loãng , [m] trong đó: Cp: nhiệt dung riêng của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk=35oC , theo công thức (1.3), Cp= 3,6371- 0,029 ´ 0,365 + 1,4285714.10-5´ (65 ´ 35 + 30 ´ ´ 0,365 - 0,365 ´35) = 3,66 kj/kg.độ la: hệ số dẫn nhiệt của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk=35oC ,theo công thức (1.6) la = - 3,5552933 + 3,407759.10-2 ´ 308 - 9,381419.10-5´ 3082 + + 8,834924.10-8 ´ 3083 - 0,03456 = 0,588 W/m.độ, với A(x) = 0,4923607 ´ 0,365 - 0,422476.10-2 ´ 308 ´ 0,365 + 5,658527.10-6 ´ 3082 ´ 0,365 - - 0,1522615 ´ 0,365 2 - 1,730562.104 ´ 308 ´ 0,365 2 + 1,895136 ´ 0,365 3 A(x) = - 0,03456 ma: độ nhớt động lực học của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk = 35oC, theo công thức (1.9) ma= (1,87930 - 0,025765 ´ 0,365 + 0.035 ´ 35 + 0,0004 ´ 0,365 ´ 35 + ) ´ 10-3 = 0,001782 N.s/m2 ra: khối lượng riêng của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk= 35oC, theo công thức (1.5) ra= 1049 + 53,54 ´ 0,04218 - 0,718 ´ 0,042182 - 35 ´ (0,584 - - 0,0146 ´ 0,04218) - = 1011,3 kg/m3, với: m =11,514 ´ = 0,04218 na: độ nhớt động học của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk= 35oC , na= 1,782.10 -6 m2/s Pra:tiêu chuẩn Prăng của dung dịch loãng ở nhiệt độ tk=35oC, Pra = = = 7,33 Suy ra độ dày của lớp màng mỏng của dung dịch loãng. da= 1,27´= 1,1.10-4 m Re == 2,1 Vậy suy ra aa= 1,03 ´ (2,1 ´ 7,33 ´ ) 0,46 ´ = 1548,23 W/m2.độ aw1: Hệ số tỏa nhiệt của nước làm mát , theo [TL4- tr11] , nước làm mát chuyển động cưỡng bức trong ống hệ số tỏa nhiệt được tính bằng: aw1 = 1780.ww10,8/dta0,2 ,[W/m2.độ] ww1: Tốc độ của nước làm mát : ww1 = r: khối lượng riêng của nước làm mát,r = 1000 kg/m3 na: số ống trong một hành trình(chọn [TL-tr] ww1= 1,5 m/s ,tính ra na, rồi làm tròn navà tính ngược lại ww1) na = = = 3, 27 ống chọn na = 3 ống suy ra ww1 = = = 1,62 m/s. Suy ra aw1=1780 ´ 1,620,8/0,0150,2 = 6064,76 W/m2.độ Suy ra Ka= = 725,27 W/m2.độ Vậy suy ra diện tích truyền nhiệt của thiết bị hấp thụ là: Fa=== 1,26 m2 4.1.4.Tính toán thiết kế thiết bị hấp thụ: Chọn các thông số kết cấu: Các ống được bố trí trên mặt sàng theo đỉnh của tam giác đều. bước ống ngang [TL1-tr86]: S = 1,3.dna= 1,3 ´ 0,017 = 0,022m diện tích xung quanh của ống trao đổi nhiệt ứng với chiều dài la= 1,2 m Fxqa= p.dna.la= p ´ 0,017 ´ 1,2 = 0,064 m2 tổng số ống của thiết bị bay hơi Na== = 19,7 ống , chọn Na= 20 ống Vậy đường kính của bình chứa hai thiết bị bay hơi và hấp thụ: m: Tổng số bước ống lớn nhất tính theo phương ngang, m=10 ống D = m ´ S D = 10 ´ 0,022 = 0,22 m 4.2.Thiết bị ngưng tụ và sinh hơi: 4.2.1.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị ngưng tụ: Nguyên lý làm việc: Hơi môi chất từ thiết bị sinh hơi đi vào bình sinh hơi và nhã nhiệt cho nước làm mát chuyển động cưỡng bức trong ống và ngưng tụ lại thành lỏng cao áp .Ống trao đổi nhiệt của thiết bị ngưng tụ được làm bằng inox Có đường kính trong dtK = 0,015 m Có đường kính ngoài dnK= 0,017 m Hình4.2.Thiết bị sinh hơi và ngưng tụ ống vỏ nằm ngang. Phụ tải nhiệt của thiết bị ngưng tụ: QK=7,04 KW QK= Gw.Cpw.(tw4-tw3) ,[KW] QK= KK.FK.DttbK ,[KW] Trong đó: Gw: Lưu lượng khối lượng của nước làm mát thiết bị ngưng tụ, cũng chính là lưu lượng khối lượng của nước làm mát thiết bị hấp thụ. Gw= 0,867 kg/s Cpw: Nhiệt dung riêng đẳng áp của nước làm mát,Cpw= 4,186 kj/kg.độ tw3, tw4: Nhiệt vào và ra của nước làm mát , do nước làm mát thiết bị hấp thụ trước rồi đến làm mát thiết bị ngưng tụ nên nhiệt độ vào của nước làm mát thiết bị hấp thụ tw3= tw2= 27,6 oC, theo [TL1-tr83]ta có Dtw= 6oC nên tw4= tw3+ Dtw= 27,6 + 6 = 33,6 oC tK: Nhiệt độ ngưng tụ theo [TL4-tr12] tK= = tK= 35,6oC FK: Diện tích truyền nhiệt của thiết bị hấp thụ ,[m2] DttbK: Độ chênh nhiệt độ trung bình . KK: Hệ số truyền nhiệt của thiết bị ngưng tụ (ống trơn xem như vách phẳng) DttbK= = = 4,33oC KK= Với: + :Nhiệt trở của các chất bẩn và của vách ống.Trong tính toán này theo [TL4-tr12] giá trị được chọn bằng 0,00026 m2.độ/W + aw2: Hệ số tỏa nhiệt của nước làm mát, theo [TL4-tr12],nước làm mát chuyển động cưỡng bức trong ống , hệ số tỏa nhiệt được tính bằng: aw2= ,[W/m2.độ] + dtK: Đường kính trong của ống trao đổi nhiệt thiết bị ngưng tụ + ww2: Tốc độ nước làm mát của thiết bị ngưng tụ cũng chính bằng tốc độ của nước làm mát thiết bị hấp thụ , nên ww2 = ww1= 1,62 m/s Do đó số ống trong một hành trình là: nK = = 3 ống , nK= 3 ống rw: khối lượng riêng của nước làm mát, rw=1000 kg/m3 Suy ra hệ số tỏa nhiệt của nước làm mát là: aw2== 6064,76 W/m2.độ + aK: Hệ số tỏa nhiệt của hơi môi chất lạnh (nước) ,theo [TL4-tr12],hệ số tỏa nhiệt của hơi môi chất ngưng tụ trên bề mặt chùm ống nằm ngang được tính theo công thức: aK= 0,72 ´ + rK, lK, rK, mK: Nhiệt ẩn hóa hơi, hệ số dẫn nhiệt, khối lượng riêngvà độ nhớt động lực học của nước ngưng ở áp suất ngưng tụ PK= 0,0562 Bar. Theo [TL5-tr284], rK= 2418 kj/kg Theo [TL5-tr330], lK= 62,65.10-2 W/m.độ, rK= 993,95 kg/m3, mK = 727,4.10-6 Ns/m2. + dnK: Đường kính ngoài của ống trao đổi nhiệt. + nK: Số ống trao đổi nhiệt theo chiều thẳng đứng trong một dãy ống. Chọn nK = 4 ống + Dta = tK- tv : Độ chênh nhiệt độ ngưng tụ và nhiệt độ vách ngoài của ống. Để giải bài toán này ta dùng phương pháp lặp a/ Mật độ dòng nhiệt về phía nước làm mát có kể đến nhiệt trở của vách q1= Coi độ chênh nhiệt độ trung bình DttbK là độ chênh giữa nhiệt độ ngưng tụ và nhiệt độ trung bình của nước làm mát : DttbK= tK- = (tK - tv) + (t v- ) = Dta + (tv - ) Suy ra: q1= , trong thiết kế này giá trị được chọn bằng 0,00026 m2độ/W Suy ra: q1= ,[W/m2] b/Mật độ dòng nhiệt về phía môi chất lạnh đối với bề mặt trong: q2= aK.Dta.=0,72. ,[W/m2] q2= 0,72´ ,[W/m2] q2= 20473 ´ ,[W/m2] Ở chế độ ổn định ta có : q1=q2 Û = 17215,8 ´ (*) Giải phương trình (*) bằng phương pháp lặp với sai số < 0,02% Với Dta= 3oC ta có = 0,014% < 0,02% thỏa mãn điều kiện Suy ra aK= 0,72´ ´ aK = 12728 W/m2.độ Suy ra KK= = 1986,27 W/m2.độ Vậy suy ra diện tích truyền nhiệt của thiết bị ngưng tụ FK là: FK= = ,[m2] FK= 0,82 m2 4.2.2.Tính toán thiết kế thiết bị ngưng tụ: Chọn các thông số kết cấu: Các ống được bố trí trên mặt sàng theo đỉnh của tam giác đều. bước ống ngang [TL1-tr86]: S= 1,3dnK= 1,3´0,017 = 0,022 m diện tích xung quanh của ống trao đổi nhiệt ứng với chiều dài la=1,2 m FxqK= p.dnK.lK = p ´ 0,017 ´ 1,2 = 0,064 m2 tổng số ống của thiết bị ngưng tụ NK = = = 12,8 ống , chọn NK= 13 ống 4.2.3.Tính diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi: Nguyên lý làm việc: Nước nóng từ nguồn gia nhiệt chuyển động cưỡng bức trong ống trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi , truyền nhiệt cho dung dịch đậm đặc sôi màng do bơm tưới liên tục bên ngoài ống. Ôúng trao đổi nhiệt được làm bằng inox, có đường kính trong dtH= 0,02 m Đường kính ngoài dnH= 0,022 m. Phụ tải nhiệt của thiết bị sinh hơi: QH= 8,64 KW QH= GH .CpH.(tH1-tH2) ,[KW] QH= KH.FH.DttbH ,[KW] Trong đó: GH: Lưu lượng khối lượng của nước gia nhiệt thiết bị sinh hơi ,[kg/s] CpH: Nhiệt dung riêng đẳng áp của nước gia nhiệt ,CpH= 4,186 kj/kg.độ tH1,tH2: Nhiệt độ vào và ra của nước gia nhiệt ,theo mục 3.1.1,ta có tH1= 90oC.theo mục 3.1.4,ta có tH2 = 88oC. FK: Diên tích truyền nhiệt của thiết bị sinh hơi ,[m2]. DttbH: Độ chênh nhiệt độ trung bình ,[oC]. KH: Hệ số truyền nhiệt của thiết bị sinh hơi ,[W/m2.độ]. th: nhiệt độ dung dịch đâm đặc trong bình sinh hơi, ta có th= 85oC. suy ra: GH=1,03 kg/s. DttbH== = 3,9 oC KH= Với: + : Nhiệt của các chất bẩn và của vách ống ,[m2độ/W] trong thiết tính toán này ,theo[TL4-tr14] giá trị được chọn bằng 0,000568 m2.độ/W + aH: Hệ số tỏa nhiệt của nước gia nhiệt,[W/m2.đô],theo [TL4-tr14], nước gia nhiệt chuyển động cưỡng bức trong ống, hệ số tỏa nhiệt được tính bằng aH = ,[W/m2.độ] wH: tốc độ chuyển động của nước gia nhiệt , [m/s] wH = ,[m/s] rH: Khối lượng riêng của nước gia nhiệt, rH= 1000 kg/m3 dtH: Đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, [m]. nH: Số ống trong một hành trình,(chọn theo [TL4-tr9] wH = 1,5 m/s, tính ra nH rồi làm tròn nH và tính ngược lại wH nH == = 2,18 ống chọn nH = 2 ống suy ra wH= = = 1,6 m/s Vậy hệ số tỏa nhiệt của nước gia nhiệt là: aH= = 5669,04 W/m2.độ + ah: Hệ số tỏa nhiệt của dung dịch khi sôi do được tưới chảy màng trên bề mặt ống chùm nằm ngang, theo [TL4-tr14] , ta có: ah=1,03(Reh.Prh.)0,46. ,[W/m2.độ] Tiêu chuẩn Reh được xác định như sau: Reh = + Gh: Mật độ tưới nước,[kg/m.s]. Gh= + Bh: Bề mặt tưới, ống chùm nằm ngang nên Bh= 2.lh.Nh lh: Chiều dài ống, lh= 1,2 m Nh: Số cụm ống thẳng đứng, Nh= 4 cụm dh=1,27´: độ dày của lớp màng mỏng của dung dịch đậm đặc, [m] Trong đó : + lh: Hệ số dẫn nhiệt của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức (1.7) ta có, lh = - 8,8574733 + 6,973969.10-6´ 358- -1,694229.10-4 ´ 3582 + 13,689024.10-8 ´ 3583 - 0,01576 = 0,66 W/m.độ với A(x) = 0,4923607 ´ 0,43 - 0,422476.10-2 ´ 328 ´ 0,43 + + 5,658527.10-6 ´ 3282 ´ 0,43 - 0,1522615 ´ 0,43 2 - 1,730562.104 ´ 328 ´ ´ 0,43 2 + 1,895136 ´ 0,43 3 = - 0,01576 + mh: Độ nhớt đông lực học của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức (1.9) ta có, mh= = 797.10-6 N.s/m2 + nh: Độ nhớt động học của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức () ta có, nh= 0,797.10-6 m2/s + rh: Khối lượng riêng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức (1.5) ta có, rh=1049 + 53,54 ´ 0,0497 - 0,718 ´ 0,04972 - - 85 ´ (0,584 - 0,0146 ´ 0,0497) - = 989,7 kg/m3, với: m = 11,514 ´ = 0,0497 + Cph: Nhiệt dung riêng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức (1.3) ta có, Cph= 3,6371- 0,029 ´ 0,43 + 1,4285714.10-5´ ´ (65 ´ 85 + 30 ´ 0,43 - 0,43 ´ 85) = 3,7 kj/kg.độ + Prh: Tiêu chuẩn Prăng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ th= 85oC , theo công thức (Pr = ) ta có,Prh = 4,47 Suy ra: Bh = 2 ´ 1,2 ´ 4 = 9,6 m Gh= = 2,8.10-3 kg/m.s dh= 1,27´= 0,09.10-3 m Lh= = = 0,0345 m Re =5,27 ah= 1,03´(5,27´4,47´)0,46´ = 2093,47 W/m2.độ Kh= = 818,28 W/m2.độ Vậy suy ra diên tích trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi là: Fh= = 2,7 m2 4.2.4.Tính toán thiết kế thiết bị sinh hơi: Chọn các thông số kết cấu: Các ống được bố trí trên mặt sàng theo đỉnh của tam giác đều. bước ống ngang[TL1-tr86] : S = 1,3dnh= 1,3 ´ 0,022 = 0,0286 m diện tích xung quanh của ống trao đổi nhiệt ứng với chiều dài la=1,2 m Fxqh=p.dnh.lh= p ´ 0,022 ´ 1,2 = 0,083 m2 tổng số ống của thiết bị sinh hơi Nh== = 32,53 ống , chọn Na= 32 ống Vậy đường kính của bình chứa hai thiết bị sinh hơi và ngưng tụ: m: Tổng số bước ốmg lớn nhất tính thêo phương ngang, m =9 ống D= m´ S D= 9 ´ 0,0286 =0,257 m 4.3.Thiết bị hồi nhiệt: 4.3.1.Cấu tạo: Thiết hồi nhiệt dùng để tận dụng nhiệt của dung dịch loãng từ thiết bị sinh hơi về gia nhiệt cho dung dịch đậm đặc sau khi ra khỏi thiết bị hấp thụ nhằm mục đích giảm lượng nhiệt cấp cho thiết bị sinh hơi và giảm lượng nước làm mát thiết bị hấp thụ. Vì hai môi chất trao đổi nhiệt đều ở trạng thái lỏng ,nên chọn loại thiết bị kiểu ống lồng ống. Dung dịch đậm đặc cần gia nhiệt nên đi trong ống trong dung dịch loãng cần làm nguội nên đi ở trong không gian giữa hai ống. Hai dòng dung dịch chuyển động ngược chiều. Thiết bị được chế tạo bằng vật liệu là inox , ống trong của thiết bị hồi nhiệt có f 18/22. Ống ngoài của thiết bị hồi nhiệt có f 24/28 Hình 4.3. Thiết bị hồi nhiệt kiểu ống lồng ống 4.3.2.Tính diên tích trao đổi nhiệt: Phụ tải nhiệt của thiết bị hồi nhiệt: Qhn= 3,5 KW Qhn= Khn.Fhn.Dttbhn Trong đó: + Khn: Hệ số truyền nhiệt của thiết bị hồi nhiệt ,[W/m2.độ] + Fhn: Diện tích truyền nhiệt của thiết bị hồi nhiệt ,[m2] + Dttbhn: Độ chênh nhiệt độ trung bình, [oC]. Dttbhn= với: + t1, t1’:Nhiệt độ vào và ra khỏi thiết bị hồi nhiệt của dung dịch đậm đặc t1= 35oC, t1’= 74oC. + t3,t3’: Nhiệt độ vào và ra khỏi thiết bị hồi nhiệt của dung dịch loãng, t3= 85oC, t3’= 45oC. suy ra Dttbhn= = 10,5oC Khn= ,[W/m2.độ] Với: + : Nhiệt trở của các chất bẩn và của vách ống.trong tính toán này theo[TL4-tr16] giá trị được tính bằng 0,000568 m2.độ/W * al: Hệ số tỏa nhiệt của dung dịch loãng chảy trong khoảng không gian giữa hai ống theo [TL4-tr16] ta có công thức: Nul = 0,41. Tiêu chuẩn Nul = Suy ra al = ,[W/m2.độ] Tiêu chuẩn Rel = Trong đó: + wl = Với: - Gl: Lưu lượng khối lượng của dung dịch loãng,Gl=0,024 kg/s - rl: Khối lượng riêng của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình, tl = = = 65oC, theo công thức (1.5) rl =1049 + 53,54 ´ 0,04218 - 0,718 ´ 0,042182 - 65 ´ (0,584 - 0,0146 ´ 0,04218) - = 998,59 kg/m3 , với: m =11,514 ´ = 0,04218 - ml: Độ nhớt động lực học của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình tl= 65oC , theo công thức (1.8) ta có ml = (1,8793 - 0,025765 ´ 0,365 + 0.035 ´ 65 + 0,0004 ´ 0,365 ´ 65 + +) ´10-3 = 0,00309 N.s/m2 - ll: Hệ số dẫn nhiệt của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình tl = 65oC , theo công thức (1.6) ta có: ll =- 3,5552933 + 3,407759.10-2 ´ 338 - 9,381419.10-5 ´ 3382 + + 8,834924.10-8 ´ 3383 - 0,041 = 0,615 W/m.độ, với A(x) = 0,4923607 ´ 0,365 - 0,422476.10-2´ 338 ´ 0,365 + 5,658527.10-6 ´ ´ 3382 ´ 0,365 - 0,1522615 ´ 0,3652- 1,730562.104 ´ 338 ´ 0,3652 + 1,895136 ´ ´ 0,3653 = - 0,041 - Cpl: Nhiệt dung riêng của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình tl = 65oC , theo công thức (1.3) ta có: Cp= 3,6371 - 0,029 ´ 0,365 + 1,4285714.10-5 ´ (65 ´ 65 + 30 ´ 0,365 - - 0,365 ´ 65) = 3,686 kj/kg.độ - nl: Độ nhớt động học của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình tl = 65oC , theo công thức (n = m¤r) ta có: nl = 0,00309/998,59 = 3,09.10-6 m2/s - Prl: Tiêu chuẩn Prăng của dung dịch loãng ở nhiệt độ trung bình t l= 65oC , theo công thức (Pr = (m´Cp)/l) ta có: Pr l= 0,00309 ´ 3,686.103/ 0,615 = 18,52 + d1n,d2t: Đường kính ngoài của ống trong , đường kính trong của ống ngoài của thiết bị hồi nhiệt, [m]. d1n= 0,022 m, d2t= 0,024 m + nhn: Số ống lồng ống trong lối đi của dung dịch. nhn= 1 ống suy ra: wl = = 0,.33 m/s Rel = = 2349,5 al = = 3452,8 W/m2.độ * ađ: Hệ số tỏa nhiệt của dung dịch đậm đặc chảy trong ống trong, theo [TL4-tr16],ta có công thức: + Khi Ređ ³ 2300: Nuđ = 0,023.Re.Pr + Khi Ređ < 2300: ađ = 1,55 ´ ,(*) Tiêu chuẩn Nuđ và Ređ đươc xác định như sau: + Nuđ = , Re = trong đó: wđ = - Gđ: Lưu lượng khối lượng của dung dịch đậm đặc,Gđ= 0,027 kg/s - rđ: Khối lượng riêng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình, tđ= = = 55oC, theo công thức (1.5) rđ = 1049 + 53,54 ´ 0,0497 - 0,718 ´ 0,04972 - 55 ´ (0,584 - 0,0146 ´ 0,0497 )- - = 1003,44 kg/m3 , với: m =11,514 ´ = 0,0497 -mđ: Độ nhớt động lực học của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình tl = 55oC , theo công thức (1.8) ta có mđ = (1,87930 - 0,025765 ´ 0,43 + 0.035 ´ 55 + 0,0004 ´ 0,43 ´ 55 + +) ´ 10-3 = 0,002449 N.s/m2 - lđ: Hệ số dẫn nhiệt của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình tl = 55oC , theo công thức (1.6) ta có: lđ =- 3,5552933 + 3,407759.10-2 ´ 328 - 9,381419.10-5 ´ 3282 + 8,834924.10-8 ´ ´ 3283- 0,01037 = 0,636 W/m.độ, với A(x) = 0,4923607´ 0,43- 0,422476.10-2 ´ 328 ´ 0,43 + 5,658527.10-6 ´ 3282 ´ 0,43 - 0,1522615 ´0,43 2-1,730562.104 ´ ´ 328 ´ 0,43 2 + 1,895136 ´ 0,43 3 = -0,01037 - Cpđ: Nhiệt dung riêng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình tl = 55oC , theo công thức (1.3) ta có: Cpđ= 3,6371- 0,029 ´ 0,43 + 1,4285714.10-5 ´(65 ´ 65 + 30 ´ 0,43 - - 0,43 ´ 55) = 3,675 kj/kg.độ - nđ: Độ nhớt động học của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình tl = 55oC , theo công thức (n = m ¤ r) ta có: nđ = 0,002449 / 1003,44 = 2,44.10-6 m2/s - Prđ: Tiêu chuẩn Prăng của dung dịch đậm đặc ở nhiệt độ trung bình tl=55oC , theo công thức (Pr = (m´Cp) /l) ta có: Prđ= 0,002449 ´ 3,675.103 / 0,636 = 14,15 - d1t: Đường kính trong của ống trong thiết bị hồi nhiệt, d1t= 0,018 m - Lhn: Chiều dài đoạn ống lồng ống Lhn= 1 m suy ra: wđ== 0,105 m/s Ređ= = 774,6 < 2300 . Vậy ta chọn công thức (*) ađ= 1,55´ = 313,2 W/m2.độ Suy ra hệ số truyền nhiệt của thiết bị hồi nhiệt là: Khn= = 246,88 W/m2.độ Vậy suy ra diện tích trao đổi nhiệt của thiết bị hồi nhiệt là: Fhn= =1,35 m2 Chiều dài của ống trong: L1hn= == 19,4 m. Chương5: GIỚI HẠN VÙNG LÀM VIỆC CỦA MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP Việc khẳng định nhiệt độ nào của nguồn nhiệt thứ cấp có thể dùng cho máy lạnh hấp thụ, hiện nay vẫn chưa có xác định rõ ràng. Chương này, nhằm mục đích xác định chính xác dải nhiệt độ làm việc của nguồn gia nhiệt, dải làm việc của nhiệt độ bay hơi và nhiệt độ ngưng tụ cho máy lạnh hấp thu.û 5.1. Giới hạn vùng làm việc của máy lạnh hấp thụ một cấp . Đối với máy lạnh hấp thụ, điều kiện vùng khử khí Dx = xr - xa > 0 là điều kiện nhiệt động để duy trì chu trình máy lạnh hấp thụ hoạt động. Từ điều kiện này, đối với máy lạnh hấp thụ một cấp, dẫn đến các giá trị giới hạn mà các thông số nhiệt độ bay hơi t0, nhiệt độ ngưng tụ tk và nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi th không vượt qua được. Ta có thể thấy rõ giá trị giới hạn đó trên đồ thị P - T (hình 4.1) : P T0’’ T0 Tk = TA Th’’’ Th T P0’’ 6’’ 1’’ P0 6 PK 5 5’ PK’ 1 1’º4’ 4 3 2 2’º3’ x=1 Hình 5.1. Giá trị giới hạn của máy lạnh hấp thụ một cấp trên đồ thị P - T Chu trình máy lạnh một cấp bình thường bao gồm quá trình sinh hơi 1-2-5 và 1- 2 - 3, quá trình hấp thụ 3 - 4 - 1 và điểm 5 là ngưng tụ, 6 là bay hơi. Nếu giữ nguyên nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi th , nhiệt độ bay hơi to , khi áp suất ngưng tụ PK lớn lên thì nồng độ dung dịch loãng xa lớn lên, dịch dần về phía trái trong khi nồng độ dung dịch đậm đặc xr nhỏ đi và dịch dần về phía phải. Khi áp suất ngưng tụ PK tiến tới điểm PK’ thì điểm 2’ và 3’ trùng lên nhau : nồng độ dung dịch đặc và loãng trùng nhau, vùng khử khí bằng không, như vậy P’K và ứng với nó là tK’ là giới hạn cực đại của áp suất và nhiệt độ ngưng tụ. Tương tự, khi giữ nguyên th và tK, hạ t0 xuống t0” thì nồng độ dung dịch đậm đặc sẽ giảm tới nồng độ dung dịch loãng, vùng khử khí bằng không : t0” là giới hạn cực tiểu của nhiệt độ bay hơi. Tương tự như vậy, khi giữ nguyên to và tK, hạ th xuống th’” thì nồng độ dung dịch loãng sẽ tiến tới nồng độ dung dịch đậm đặc, vùng khử khí bằng không : th’” là giới hạn cực tiểu của nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi. Tuy nhiên, lưu ý rằng, các giới hạn cực đại (đối với tK), cực tiểu (đối với to và th) được xác định với giả thiết vùng khử khí Dx = 0, các quá trình hấp thụ, sinh hơi, chưng luyện là hoàn hảo và các quá trình trao đổi nhiệt là thuận nghịch. Vì vậy, đối với các chu trình thực, các giá trị giới hạn phải được điều chỉnh thêm + 10 đến + 20 0C . Ngoài ra, còn từ các điều kiện cụ thể khác như để tránh hiện tượng đóng băng, phân hủy môi chất, điều kiện kết tinh, ăn mòn kim loại... thì các nhiệt độ trên còn có các giá trị giới hạn khác. Cụ thể là, nhiệt độ phân huỷ của dung dịch NH3/H2O thấp nên nhiệt độ của dung dịch dung dịch không nên quá 160 0C và để tránh lượng nước cuốn theo hơi amôniăc nhiều thì nhiệt độ dung dịch không nên quá 120 0C . Còn đối với dung dịch H2O/LiBr, để tránh xảy ra sự kết tinh thì nồng độ LiBr không trên 70 % . 5.2. Giới hạn của nhiệt độ nguồn gia nhiệt trong máy lạnh hấp thụ H2O/ LiBr một cấp : 5.2.1. Phạm vi khảo sát : + Nhiệt độ ngưng tụ tK : nếu tK càng cao tương ứng PK càng cao so với P0thì tổn thất lạnh do quá trình tiết lưu càng tăng và công tiêu tốn cho bơm dung dịch từ áp suất P0 lên PKcàng tăng dẫn đến hệ số nhiệt của máy lạnh hấp thụ giảm đáng kể vì vậy tK càng nhỏ càng tốt. Nhiệt độ ngưng tụ tK phụ thuộc chủ yếu vào tính chất , nhiệt độ của môi trường giải nhiệt và diện tích bề mặt truyền nhiệt.Ở khí hậu Việt nam, nhiệt độ ngưng tụ tK chỉ dao động trong khoảng (26 ¸ 45) 0C . + Nhiệt độ bay hơi t0 : Do nước đóng băng ở 0 0C và dùng trong lĩnh vực điều hoà không khí dùng nước làm chất tải lạnh, nên nhiệt độ bay hơi t0 chỉ dao động trong khoảng (3¸ 7) 0C . 5.2.2. Xác định giá trị nhiệt độ cực tiểu của nguồn gia nhiệt : tHmin Từ phân tích ở trên, ta biết rằng ứng với một giá trị nhiệt độ bay hơi to và nhiệt độ ngưng tụ tK thì có một giá trị giới hạn cực tiểu của nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi th min. Giá trị này được xác định khi D x ® 0 hay nồng độ dung dịch đậm đặc tiến đến bằng nồng độ dung dịch loãng. Cách tính như sau : + Xác định áp suất bay hơi P0 và áp suất ngưng tụ PK theo công thức (1.11) + Xác định nồng độ dung dịch đậm đặc xr ra khỏi bình hấp thụ (P0 và tA = tK ) suy từ công thức (1.1) và (1.11) theo phương pháp lặp (cho đến khi sai số < 0,01 % là thỏa mãn). + Ở điều kiện tối thiểu, trạng thái dung dịch ra khỏi bình sinh hơi (PK, th min và xr = xa ) , theo công thức (1.1) suy ra nhiệt độ cực tiểu của dung dịch ra khỏi bình sinh hơi thmin . + Nhiệt độ cực tiểu thực của dung dịch ra khỏi bình sinh hơi : thminT = thmin + 10 0C (5.1) + Nhiệt độ cực tiểu của nguồn gia nhiệt : tHmin = thminT + 5 0C (5.2) Kết quả tính thmin được lập thành bảng sau : t0 ( 0C) tK ( 0C) 3 4 5 6 7 26 64,7 62,0 59,4 57,0 54,7 28 71,4 68,5 65,8 63,2 60,8 30 78,4 75,4 72,4 69,7 67,1 32 85,9 82,5 79,3 76,3 73,5 34 93,6 89,9 86,4 83,2 80,3 36 101,6 97,6 93,9 90,4 87,2 38 110,1 105,6 101,6 97,9 94,4 40 118,9 114,1 109,6 105,6 101,8 42 128,2 122,9 118,1 113,6 119,6 45 143,1 136,9 131,4 126,4 121,8 5.2.3. Xác định giá trị nhiệt độ cực đại của dung dịch : thmax Nhiệt độ của dung dịch trong bình sinh hơi có giới hạn cực đại thmax được xác định từ điều kiện kết tinh (xr £ 0,7) : được xác định theo công thức (1.1) suy từ (PK , xr = 0,7) . Kết quả tính thmax được lập thành bảng sau : tK= 26oC PK = 0,0333 Bar Suy ra tHmax = 129,110C tK= 28oC PK = 0,0374 Bar Suy ra tHmax = 135,240C tK= 30oC PK = 0,0420 Bar Suy ra tHmax = 141,370C tK= 32oC PK = 0,0471 Bar Suy ra tHmax = 147,510C tK= 34oC PK = 0,0527 Bar Suy ra tHmax = 153,640C tK= 36oC PK = 0,0588 Bar Suy ra tHmax = 159,780C tK= 38oC PK = 0,0656 Bar Suy ra tHmax = 165,910C tK= 40oC PK = 0,0731 Bar Suy ra tHmax = 172,040C tK= 42oC PK = 0,0812 Bar Suy ra tHmax = 178,180C tK= 44oC PK = 0,0902 Bar Suy ra tHmax = 184,400C Ta xây dựng được đồ thị như hình 5.2 . Hình 5.2 Kết luận: Máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp thì nhiệt độ dung dịch trong bình sinh hơi không được thấp dưới 54,7oC khi nhiệt độ ngưng tụ 26oC và không được vực quá nhiệt độ 129,11oC. Chính vì vậy máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp chỉ sử dụng nguồn gia nhiệt có nhiệt độ thấp, không nên nhận nhiệt trực tiếp từ sản phẩm cháy khi đốt dầu, gas, khí đốt hoặc các loại nhiên liệu khác. Chương6: TÍNH SỨC BỀN CÁC THIẾT BỊ TRAO ĐỔI NHIỆT TRONG HỆ THỐNG MÁY LẠNH HẤP THỤ H2O/LiBr MỘT CẤP Mục đích của chương này là tính độ dày các chi tiết của thiết bị trao đổinhiệt, để đảm bảo an toàn cho các thiết bị ở áp suất và nhiệt độ làm việc trong hệ thống máy lạnh hấp thụ H2O/LiBr một cấp. 6.1.Tính chiều dày các thân bình hình trụ: 6.1.1.Tính chiều dày của bình chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ: Bình chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ đươc chế tạo bằng inox có đường kính trong Dt = 0,22 m có áp suất trong bình là (áp suất tuyệt đối) P0= 0,782.10-3MPa. Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- P0 = 98100 - 782 = 97318 Pa = 97,318.10-3 MPa. Hình 6.1. Bình chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ: Chiều dày nhỏ nhất d của bình chịu áp suất ngoài, theo [TL12-tr391] được xác định theo công thức sau: d = 0,47 ´ ,[m] trong đó: + Dt: đường kính trong của bình, Dt = 0,22 m + P: áp suất tính toán,[MPa]; P = 97,318.10-3 MPa + l: chiều dài của bình,[m]; l = 1,2 m + Et: môđun đàn hồi của vật liệu, [MPa], tra theo đồ thị [TL12-tr391]với vật liệu inox ta có Et=1,95.10-6 at = 191295 MPa + C: trị số bổ sung chiều dày dự phòng ăn mòn ,[m] theo [TL1-tr136] ta có C = 0,001 m suy ra chiều dày nhỏ nhất của bình là: d = 0,47 ´ = 2,55.10-3 m vậy ta chọn: d = 3 mm 6.1.2.Tính chiều dày của bình chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi: Bình chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi đươc chế tạo bằng inox có đường kính trong Dt = 0,257 m có áp suất trong bình (áp suất tuyệt đối) là PK= 5,62.10-3 MPa. Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- PK = 98100 - 5620 = 92480 Pa = 92,48.10-3 MPa. Hình 6.2. Bình chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi: Chiều dày nhỏ nhất d của bình chịu áp suất ngoài, theo [TL12-tr391] được xác định theo công thức sau: d = 0,47 ´ ,[m] trong đó: + Dt: đường kính trong của bình, Dt = 0,257 m + P: áp suất tính toán,[MPa]; P = 92,48.10-3 MPa + l: chiều dài của bình,[m]; l = 1,2 m + Et: môđun đàn hồi của vật liệu, [MPa], tra theo đồ thị [TL12-tr391]với vật liệu inox ta có Et=1,95.10-6 at = 191295 MPa + C: trị số bổ sung chiều dày dự phòng ăn mòn ,[m] theo [TL1-tr136] ta có C = 0,001 m suy ra chiều dày nhỏ nhất của bình là: d = 0,47 ´ = 2,673.10-3 m vậy ta chọn: d = 3 mm 6.1.3.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt của các thiết bị trao đổi nhiệt: Chiều dày nhỏ nhất của ống trao đổi nhiệt chịu áp lực trong theo [TL1-tr135] được xác định theo công thức sau: dtt = + C ,[m] Hình 6.3. Ống trao đổi nhiệt của các thiết bị trao đổi nhiệt: trong đó: + P: áp suất tính toán, [MPa]. + Dt: đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, [m] + scp: ứng suất bền cho phép của kim loại chế tạo. Theo [TL1-tr133] scp = s´ h với: s: ứng suất cho phép định mức của kim lọai chế tạo, ở đây ống trao đổi nhiệt được làm băng inox theo [TL1-tr134] ta có s= 88,2 MPa h: hệ số hiệu chỉnh ứng suất phụ thuộc vào đặc điểm cấu trúc và điều kiện làm việc của thiết bị áp lực. Ơí đây ống trao đổi nhiệt được chế tạo liền là thiết bị không gia nhiệt theo [TL1-tr133] ta có h = 0,95. Suy ra scp = 88,2 ´ 0,95 = 83,79 MPa + j: hệ số bền của mối hàn, vì ống trao đổi nhiệt được chế tao liền nên j = 1 + C: trị số bổ sung chiều dày dự phòng ăn mòn ,[m] theo [TL1-tr136] ta có C = 0,001 m 6.1.3.1.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi: Ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay được chế tạo bằng inox có đường kính trong dt = 0,009 m, đường kính ngoài dn= 0,011 m và d = 0,002 m. Nước tải lạnh đi trong ống xem nước tải lạnh có áp suất khí quyển Pk= 98100 Pa . Aïp suất mặt ngoài của ống là áp suất bay hơi P0 = 782 Pa Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- P0 = 98100 - 782 = 97318 Pa = 97,318.10-3 MPa. + P: áp suất tính toán, P = 97,318.10-3 MPa. + Dt: đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, Dt = 0,009 m Suy ra chiều dày nhỏ nhất ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi là: dtt = + 0,001 = 1,005.10-3 m d = 0,002 m > dtt = 0,001 m Vậy thỏa mãn điều kiện bền 6.1.3.2.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt của thiết bị hấp thụ: Ống trao đổi nhiệt của thiết hấp thụ được chế tạo bằng inox có đường kính trong dt = 0,015 m, đường kính ngoài dn= 0,017 m và d = 0,002 m. Nước làm mát đi trong ống xem nước làm mát có áp suất khí quyển Pk= 98100 Pa . Aïp suất mặt ngoài của ống là áp suất bay hơi P0 = 782 Pa Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- P0 = 98100 - 782 = 97318 Pa = 97,318.10-3 MPa. + P: áp suất tính toán, P = 97,318.10-3 MPa. + Dt: đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, Dt = 0,015 m Suy ra chiều dày nhỏ nhất ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi là: dtt = + 0,001 = 1,0087.10-3 m d = 0,002 m > dtt = 0,0010087 m Vậy thỏa mãn điều kiện bền 6.1.3.3.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt của thiết bị ngưng tụ: Ống trao đổi nhiệt của thiết ngưng tụ được chế tạo bằng inox có đường kính trong dt = 0,015 m, đường kính ngoài dn= 0,017 m và d = 0,002 m. Nước làm mát đi trong ống xem nước làm mát có áp suất khí quyển Pk= 98100 Pa . Aïp suất mặt ngoài của ống là áp suất ngưng tụ PK = 5,62.10-3 MPa Vậy áp suất tính toán là P = Pk- PK = 98100 - 5620 = 92480 Pa = 92,48.10-3 MPa. + P: áp suất tính toán, P = 92,48.10-3 MPa. + Dt: đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, Dt = 0,015 m Suy ra chiều dày nhỏ nhất ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi là: dtt = + 0,001 = 1,0083.10-3 m d = 0,002 m > dtt = 0,0010083 m Vậy thỏa mãn điều kiện bền 6.1.3.4.Tính kiểm tra chiều dày ống trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi: Ống trao đổi nhiệt của thiết sinh hơi được chế tạo bằng inox có đường kính trong dt = 0,02 m, đường kính ngoài dn= 0,022 m và d = 0,002 m. Nước gia nhiệt đi trong ống xem nước làm mát có áp suất khí quyển Pk= 98100 Pa . Aïp suất mặt ngoài của ống là áp suất ngưng tụ PK = 5,62.10-3 MPa Vậy áp suất tính toán là P = Pk- PK = 98100 - 5620 = 92480 Pa = 92,48.10-3 MPa. + P: áp suất tính toán, P = 92,48.10-3 MPa. + Dt: đường kính trong của ống trao đổi nhiệt, Dt = 0,02 m Suy ra chiều dày nhỏ nhất ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi là: dtt = + 0,001 = 1,011.10-3 m d = 0,002 m > dtt = 0,001011 m Vậy thỏa mãn điều kiện bền 6.2.Tính chiều dày các mặt sàng: 6.2.1.Tính chiều dày của mặt sàng chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ: Mặt sàng được làm bằng inox có đường kính D = 0,22 m có áp suất mặt trong là (áp suất tuyệt đối) P0= 0,782.10-3 MPa ,. Mặt ngoài của sàng tiếp xúc với nước làm mát và nước tải lạnh xem nước có áp suất khí quyển. Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- P0 = 98100 - 782 = 97318 Pa = 97,318.10-3 MPa. P = 97,318.10-3 MPa. 6.2.1.1.Chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng: Chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng theo [TL1-tr137] ta có công thức sau: d = 0,5.de.+ C ,[m] trong đó : + de: đường kính của đường kính của đường tròn lớn nhất có thể vẽ được ở các khoảng cách mặt sàng không chứa ống,[m]; de= 0,033 m + P: áp suất tính toán,[MPa]; P= 97,318.10-3 MPa + scp: ứng suất bền cho phép của vật liệu chế tạo mặt sàng,[MPa]. Mặt sàng làm bằng inox có = 88,2 MPa theo [TL1-tr134]. Do mặt sàng có lỗ không được gia cường theo [TL1-tr147]ta có hệ số hiệu chỉnh ứng suất h = 0,85. Suy ra scp= h.= 0,85 ´ 88,2 = 74,97 MPa + C: trị số bổ sung chiều dày dự phòng ăn mòn, theo[TL1-tr137] ta có C = 0,002 Suy ra chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng là: d = 0,5 ´ 0,033 ´ + 0,002 = 2,594.10-3 m Vậy ta chọn chiều dày của mặt sàng d = 3 mm 6.2.1.2.Kiểm tra ứng suất chịu uốn của mặt sàng: Kiểm tra ứng suất chịu uốn của mặt sàng theo [TL1-tr138] ta có công thức: su £ scp= 74,97 MPa Ứng suất uốn su theo [TL1-tr138] được xác định theo công thức sau: su = ,[ MPa ] trong đó: + P: áp suất tính toán , P = 97,318.10-3 MPa + d: chiều của dày mặt sàng, d = 3.10-3 m + dn: đường kính ngoài của ống trao trao đổi nhiệt,[m] + l: chiều dài tính toán theo [TL1-tr138] được xác định như sau: l = , [m] với: a,b - là các khoảng được xác định theo hình 6.4. a = S ´ sin 60o = ´ S ,[m] b = S + n = S + = ,[m] Hình 6.4.Vị trí ống trao đổi nhiệt được hàn vào mặt sàng : Mặt sàng của bình chứa thiết bị bay hơi và hấp thụ vừa được bố trí ống trao đổi nhiệt của thiết bị bay hơi có đường kính ngoài dn0= 0,011 m và có bước ống S0 = 0,0143 m, vừa được bố trí ống trao đổi nhiệt của thiết bị hấp thụ có đường kính ngoài dna= 0,017 m và có bước ống Sa = 0,022 m. Nên ta tính ứng suất uốn cả hai trường hợp ứng với dn0= 0,011 m, S0 = 0,0143 m và dna= 0,017 m, Sa = 0,022 m. Sau đó ta chọn ứng suất uốn lớn nhất để kiểm tra với ứng suất cho phép (scp). Trường hợp 1: dn0= 0,011 m, S0 = 0,0143 m. Ta có : a = 0,0124 m b = 0,0213 m l = 0,0169 m su = = 0,01577 MPa Trường hợp 2 : dn0= 0,017 m, S0 = 0,022 m. Ta có : a = 0,0191 m b = 0,033 m l = 0,026 m su = = 0,0375 MPa Vậy cả hai trường hợp su < scp nên thỏa mãn điều kiệu bền 6.2.2.Tính chiều dày của mặt sàng chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi: Mặt sàng được làm bằng inox có đường kính D = 0,257 m có áp suất mặt trong là (áp suất tuyệt đối) PK= 5,6210-3 MPa ,. Mặt ngoài của sàng tiếp xúc với nước làm mát và nước gia nhiệt xem nước có áp suất khí quyển. Vậy áp suất tính toán (áp suất chân không) là P = Pk- PK = 98100 - 5620 = 92480 Pa = 92,48.10-3 MPa. P = 92,48.10-3 MPa 6.2.2.1.Chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng: Chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng theo [TL1-tr137] ta có công thức sau: d = 0,5.de.+ C ,[m] trong đó : + de: đường kính của đường kính của đường tròn lớn nhất có thể vẽ được ở các khoảng cách mặt sàng không chứa ống,[m]; de= 0,035 m + P: áp suất tính toán,[MPa]; P = 92,48.10-3 MPa + scp: ứng suất bền cho phép của vật liệu chế tạo mặt sàng,[MPa]. Mặt sàng làm bằng inox có = 88,2 MPa theo [TL1-tr134]. Do mặt sàng có lỗ không được gia cường theo [TL1-tr147]ta có hệ số hiệu chỉnh ứng suất h = 0,85. Suy ra scp= h.= 0,85 ´ 88,2 = 74,97 MPa + C: trị số bổ sung chiều dày dự phòng ăn mòn, theo[TL1-tr137] ta có C = 0,002 Suy ra chiều dày nhỏ nhất của mặt sàng là: d = 0,5 ´ 0,035 ´ + 0,002 = 2,61.10-3 m Vậy ta chọn chiều dày của mặt sàng d = 3 mm 6.2.2.2.Kiểm tra ứng suất chịu uốn của mặt sàng: Kiểm tra ứng suất chịu uốn của mặt sàng theo [TL1-tr138] ta có công thức: su £ scp= 74,97 MPa Ứng suất uốn su theo [TL1-tr138] được xác định theo công thức sau: su = ,[ MPa ] trong đó: + P: áp suất tính toán , P = 92,48.10-3 MPa + d: chiều của dày mặt sàng, d = 3.10-3 m + dn: đường kính ngoài của ống trao trao đổi nhiệt,[m] + l: chiều dài tính toán theo [TL1-tr138] được xác định như sau: l = , [m] với: a,b - là các khoảng được xác định theo hình 6.4. a = S ´ sin 60o = ´ S ,[m] b = S + n = S + = ,[m] Mặt sàng của bình chứa thiết bị ngưng tụ và sinh hơi vừa được bố trí ống trao đổi nhiệt của thiết bị ngưng tụ có đường kính ngoài dnK= 0,017 m và có bước ống SK = 0,022 m, vừa được bố trí ống trao đổi nhiệt của thiết bị sinh hơi có đường kính ngoài dna= 0,022 m và có bước ống Sa = 0,0286 m. Nên ta tính ứng suất uốn cả hai trường hợp ứng với dn0= 0,017 m, S0 = 0,022 m và dna= 0,022 m, Sa= 0,0268 m. Sau đó ta chọn ứng suất uốn lớn nhất để kiểm tra với ứng suất cho phép (scp). Trường hợp 1: dn0= 0,017 m, S0 = 0,022 m. Ta có : a = 0,0191 m b = 0,033 m l = 0,026 m su = = 0,0356 MPa Trường hợp 2 : dn0= 0,022 m, S0 = 0,02286 m. Ta có : a = 0,0248 m b = 0,0429 m l = 0,0338 m su = = 0,0599 MPa Vậy cả hai trường hợp su < scp nên thỏa mãn điều kiệu bền Chương7: ĐIỀU KHIỂN VÀ TỰ ĐỘNG HÓA HỆ THỐNG LẠNH HẤP THỤ 7.1.Mục đích tự động hóa hệ thống lạnh: Trong quá trình vận hành hệ thống lạnh, nhiệt độ của đối tượng cần làm lạnh thường bị biến động do tác động của những dòng nhiệt khác nhau từ bên ngoài hoặc bên trong phòng lạnh. Để giữ cho nhiệt độ này không đổi hoặc thay đổi trong một giới hạn cho phép là một nhiệm vụ của việc điều chỉnh máy lạnh. Đôi khi việc điều khiển những quá trình công nghệ lạnh khác nhau lại yêu cầu phải làm thay đổi theo một quy luật nhất định trị số của nhiệt độ , độ ẩm trong phòng lạnh và các đại lượng vật lý khác. Hệ thống tự động hóa hệ thống lạnh có chức năng điều khiển toàn bộ sự làm việc của máy lạnh, duy trì được chế độ vân hành tối ưu. Bên cạnh duy trì các thông số trong nhưng giới hạn đã cho, cũng cần bảo vệ hệ thống thiết bị tránh chế độ làm việc nguy hiểm. Yêu cầu này được bảo vệ tự động. Tự động hóa sự làm việc của máy lạnh có ưu điểm so với điều chỉnh bằng tay là giữ ổn định liên tục chế độ làm việc hợp lý. Điều này kéo theo một loạt ưu điểm về tăng thời gian bảo quản, chất lượng sản phẩm, giảm tiêu hao điện năng , nước giải nhiệt ...việc bảo vệ tự động cũng được thực hiện thường nhanh nhạy, đảm bảo hơn con người. Tuy vậy, việc trang bị hệ thống tự động hóa chỉ hợp lý khi hoạch toán kinh tế là có lợi và những quá trình không thể điều chỉnh bằng tay do tính chính xác của quá trình công nghệ đòi hỏi hay do phải thực hiện trong những môi trường độc hại hoặc dễ nổ. 7.2.Đặc tính hoạt động của máy lạnh hấp thụ: 7.2.1.Aính hưởng của nhiệt độ vào của nước giải nhiệt tw1: Nhiệt độ nước giải nhiệt vào máy lạnh hấp thụ tw1, có những ảnh hưởng tới đặc tính của máy lạnh hấp thụ như sau: tw1 thấp hơn dẫn tới năng suất làm mát cao hơn. tw1 thấp hơn dẫn tới tK thấp hơn. tw1 thấp hơn làm cho hiệu suất hấp thụ trong bình hấp thụ tăng lên dẫn tới dòng nhiệt vào thiết bị sinh hơi thấp hơn. Do đó hiệu suất của máy lạnh hấp thụ cao hơn. 7.2.2.Aính hưởng của nhiệt độ nguồn gia nhiệt tq: Khi nhiệt độ gia nhiệt tq tại bình sinh hơi giảm thì lượng hơi nước bay hơi giảm và nồng độ của dung dịch còn lại trong bình sinh hơi càng đậm đặc nên khi quay về bình hấp thụ, khả năng hấp thụ hơi môi chất lạnh giảm xuống nên lượng hơi nước về bình hấp thụ giảm làm giảm khả năng làm giảm khả năng bốc hơi của môi chất lạnh tại thiết bị bay hơi. Cho nên, năng lực làm lạnh của máy lạnh hấp thụ giảm xuống. Ngược lại, khi tăng nhiệt độ của nguồn gia nhiệt tq thì năng lực làm lạnh của máy lạnh hấp thụ tăng lên nhưng lưu ý nhệt độ tq bị giới hạn bởi điều kiện ăn mòn kim loại và điều kiện kết tinh của dung dịch H2O/LiBr. 7.3.Điều chỉnh năng suất máy lạnh hấp thụ: 7.3.1.Điều chỉnh bằng phương pháp điều tiết nguồn gia nhiệt: Điều chỉnh năng suất máy lạnh hấp thụ theo phụ tải bằng cách thay đổi nhiệt cấp vào thiết bị sinh hơi thông qua bộ đốt trực tiếp hoặc các nguồn gia nhiệt khácû như sau: - Bộ cảm biến đặt ở miệng ra của thiết bị bay hơi để điều khiển nhiệt độ ra khỏi thiết bị bay hơi của nước tải lạnh tm2. khi phụ tải lạnh của hệ thống giảm tm2 giảm theo. Khi tm2 giảm dưới mức định trước thì các thiết bị điều khiển sẽ giảm lượng khí đốt hoặc các nguồn năng lượng khác. Vì thế , nồng độ dung dịch loãng về thiết bị hấp thụ tăng lên, lượng hơi nước vào thiết bị ngưng tụ giảm xuống, vì vậy tốc độ bay hơi và hiệu quả làm lạnh ở thiết bị bay hơi đều giảm cho tới khi chúng cân bằng với sự giảm phụ tải lạnh để tm2 được duy trì trong giới hạn chấp nhận được. Trong khi đó, do lượng hơi nước từ thiết bị bay hơi đưa tới thiết bị hấp thụ giảm, nên áp suất bay hơi P0 và nhiệt độ bay hơi t0 tăng. - Cho dù lượng hơi nước bay hơi ở thiết bị sinh hơi giảm, nhưng tốc độ truyền nhiệt ở bề mặt thiết bị ngưng tụ và lượng hơi nước ngưng tụ thành nước ở thiết bị ngưng tụ vẫn ổn định nên áp suất ngưng tụ PKvà nhiệt độ ngưng tụ tK giảm đến khi sự cân bằng mới được thiết lập. Ngược lại nếu tm2 cao hơn định mức, thì nhiệt cung cấp vào thiết bị sinh hơi tăng, nồng độ dung dịch loãng về thiết bị hấp thụ giảm xuống và sản lượng lạnh tăng thì tm2 lại giảm trong giới hạn định trước. Dĩ nhiên, sự giảm nồng độ loãng không vược quá giới hạn kết tinh. Ưu điểm của phương pháp điều tiết này thực thi cụ thể tương đối đơn giản, an toàn vì không liên quan đến độ chân không, không tiếp xúc với dung dịch H2O/LiBr và không cần chú ý đến vấn đề ăn mòn. Ngoài ra, lúc máy hoạt động ở phụ tải thấp, vì lượng hơi gia nhiệt giảm nồng độ dung dịch loãng trong bình sinh hơi tăng lên, điều này rất có lợi trong việc đề phòng LiBr kết tinh. Nhược điểm của phương pháp điều tiết này là lúc phụ tải thấp hơn 50%.vì lượng tuần hoàn dung dịch đậm đặc đến thiết bị sinh hơi không thay đổi và lượng nhiệt để gia nhiệt cho dung dịch đến khi sôi giảm không đáng kể nên đơn vị tiêu hao nhiệt lượng tăng lên đáng kể,vì vậy phạm vi điều tiết của phương pháp này là 60 ¸ 100% phụ tải. 7.3.2.Điều chỉnh bằng phương pháp điều tiết lượng tuần hoàn dung dịch đậm đặc: phương pháp này cũng dựa vào bộ cảm biến đặt ở miệng ra của thiết bị bay hơi để điều khiển nhiệt độ ra khỏi thiết bị bay hơi của nước tải lạnh. Ngoài ra, trên đoạn ống dẫn dung dịch đậm đặc từ bình hấp thụ đến bình sinh hơi có đặt một van điều tiết ba ngả nối ống đến đường về của dung dịch loãng đến bình hấp thụ. Khi phụ tải lạnh của hệ thống giảm nhiệt độ ra khỏi thiết bị bay hơi của nước tải lạnh tm2 giảm theo, khi tm2 giảm dưới mức định trước, hệ thống điều khiển sẽ xoay van ba ngả và trích một phần lượng dung dịch đậm đặc về bình hấp thụ, hòa trộn với dung dịch loãng về làm tăng nồng độ dung dịch vào bình hấp thu. Do lượng dung dịch đậm đặc đến thiết bị sinh hơi giảm nên lượng hơi nước bốc hơi giảm, lượng hơi nước vào thiết bị hấp thụ giảm, vì vậy tốc độ bay hơi và hiệu quả làm lạnh ở thiết bị bay hơi đều giảm tới khi chúng cân bằng với sự giảm phụ tải lạnh để tm2 được duy trì trong giới hạn chấp nhận được. Ưu điểm của phương pháp điều tiết này là thao tác tương đối đơn giản nhưng vì lượng dung dịch đậm đặc về bình sinh hơi giảm mà lượng nhiệt gia nhiệt không giảm nên nồng độ của dung dịch loãng chảy về bình hấp thụ giảm thấp có khả năng gây ra kết tinh. 7.3.3.Điều chỉnh bằng cả hai phương pháp trên: Hai phương pháp này được sử dụng rộng rãi trong thực tế. Khi phụ tải thay đổi trong phạm vi 60 ¸ 100% thì chỉ cần điều tiết nguồn gia nhiệt còn khi phụ tải giảm dưới 60% thì sủ dụng cả điều tiết nguồn gia nhiệt và điều tiết lượng tuần hoàn dung dịch đậm đặc. 7.3.4.Điều chỉnh bằng cách kết hợp máy nén hơi: Một số hệ thống điều hòa lớn hiện nay thường dùng kết hợp máy lạnh hấp thụ và máy lạnh nén hơi. Do máy lạnh hấp thụ khởi động chậm, quá trình điều chỉnh giảm phụ tải tăng suất tiêu hao nhiệt nên máy lạnh hấp thụ đáp ứng phụ tải nên. Còn máy lạnh nén hơi hoạt động ở tải đỉnh nhọn. 7.4.Sự kết tinh, các nguyên nhân, biên pháp khắc phục và đề phòng: 7.4.1.Sự kết tinh: Máy lạnh hấp thụ sử dụng H2O/LiBr, thì nhiệt độ của dung dịch quá thấp hoặc nồng độ của dung dịch quá loãng đều dễ dàng xảy ra sự kết tinh. Quá trình kết tinh sẽ không làm hại đến máy lạnh hấp thụ, nhưng sẽ dẫn đến kết quả là tăn