Теплофизические параметры теплоносителя определяют по таблицам его свойств в зависимости от принятой концентрации x, которая должна быть такой, чтобы температура замерзания рассола t_зам была ниже температуры кипения на 5 - 10 ⁰С.

     Из  уравнения теплового баланса  испарителя находят массовый расход теплоносителя  

                                      

,                                                       (25) 

     и число труб в одном ходе аппарата 

                                         

,                                                           (26) 

     Полученное  значение n₁ округляют до целого и по уравнению (26) уточняют скорость движения теплоносителя w.

     По  вычисленному числу Re определяют характер движения теплоносителя и выбирают расчетное уравнение для определения коэффициента теплоотдачи. Плотность теплового потока q_Fвн со стороны теплоносителя с учетом термического сопротивления стенки и загрязнений, отнесенную к площади внутренней поверхности, вычисляют по уравнению (21). Плотность теплового потока со стороны рабочего вещества, отнесенную к площади внутренней поверхности, находят по уравнению (22). Например для аммиачного испарителя при кипении на пучке гладких труб уравнение (22) примет вид: 

     

 

     Полученная  система уравнений  позволяет  графоаналитическим методом определить плотность теплового потока в испарителе, отнесенную к внутренней гладкой поверхности.

     Коэффициент теплопередачи в аппарате и коэффициент теплоотдачи от стенки к кипящему рабочему веществу вычисляют по уравнениям: 

     

    

     После определения  по уравнению (19) площади  внутренней поверхности теплопередачи F_вн выполняют конструктивный расчет аппарата, позволяющий затем осуществить его конструкторскую разработку.

     Конструктивные  размеры аппарата и его теплопередающая  поверхность связаны соотношением: 

       

     где d_вн - внутренний диаметр трубы, м;

           n₁- число труб в одном ходе;

           l₁ - длина труб в аппарате, м;

           z - число ходов.

     Общее число труб в испарителе n=n₁z определяет диаметр аппарата при длине l₁. Пучок труб в кожухотрубных испарителях располагают по сторонам концентрических шестиугольников со смещением в нижнюю часть обечайки. Верхнюю часть освобождают от труб, чтобы снизить уровень жидкого рабочего вещества по высоте.

     Число ходов в аппаратах четное и  равно 2 - 8. Принимая число ходов  z, определяют общее число труб n и уравнению (17) число труб m по диагонали внешнего шестиугольника. Диаметр (внутренний) обечайки находят по зависимости (18).

     Оптимальное соотношение между длиной аппарата l₁ и D_вн составляет 4- 6. 

Расчет  горизонтального  кожухотрубного конденсатора

 

      Исходными данными для расчета площади  поверхности теплопередачи, основных размеров и гидравлического сопротивления горизонтального кожухотрубного конденсатора являются: холодопроизводительность Q_о (кВт); температура кипения t₀ (^оС); температура начальная охлаждающей воды t_w1; холодильный агент. 

      Пример  расчета 

 

      Приняв  нагрев охлаждающей воды t_w и среднюю логарифмическую разность температур q_m равными соответственно 6 и 4 ^оС,

      из  уравнения   q_m = t_w/ln[(t_k - t_w1)/( t_k - t_w2)]     находим температуру конденсации: 

      

. 

      По  таблицам термодинамических свойств  или диаграмм для R12 определяем энтальпии узловых точек цикла работы холодильной машины. При этом принимаем: температуру пара, всасываемого в компрессор, равной нулю; процесс сжатия - изоэнтропным; температуру R12 на выходе из конденсатора и на выходе из регенеративного теплообменника  равной  22 ^оС,  а  пара  на выходе  из  испарителя

       -15 ^оС (сухой насыщенный пар).

      Тепловой  поток конденсатора:

        Q_k = (Q₀/q₀) I = (100/135,65) • 159,94 = 117,9 кВт,

      где q₀ - удельная холодопроизводительность цикла, кДж/кг;

       I - разность энтальпий пара на выходе в конденсатор и жидкости на выходе из него, кДж/кг.

      Массовый  расход воды через конденсатор:

      G_w = Q_k/(C_w t_w) = 117,9/(4,183 × 6) = 4,7 кг/с,

      где C_w - удельная теплоемкость воды при средней температуре ее в конденсаторе 20 ^оС, кДж/(кг×К).

      В качестве поверхности теплопередачи  выбираем шахматный пучок из медных труб со стандартным наружным оребрением: внутренний диаметр d_вн = 0,0132 м; диаметры окружности выступов и впадин соответственно d_н = 0,021 м и d₀ = 0,0165 м; шаг ребер u = 0,002 м; площади наружной и внутренней поверхностей 1 м длины трубы соответственно F`<sub>н</sub> = 0,149 м<sup>2</sup> и F`_вн = 0,0415 м², коэффициент оребрения       = F`<sub>н</sub> / F`_вн = 3,6.

      Приняв  скорость воды в аппарате w = 1,9 м/с, определяем число труб в одном ходе: n₁ = 4G_w/(p×d²_внw) = 4 × 4,7/(p × 998,2 × 0,0132² × 1,9) » 18. По этому же уравнению уточняем скорость воды при n₁ = 18. Получаем w = 1,91 м/с.

      Для расчета коэффициентов теплопередачи  со стороны воды определяем числа  Рейнольдса и Нуссельта:

      Re = wd_вн / n = 1,91 × 0,0132 / (1,006 × 10^-6) = 25 061,

      где n - кинематическая вязкость воды, м²/с;

      для турбулентного режима: Nu = 0,021Re^0,8Pr^0,43 = 0,021 × 25 061^0,8 × 7,03^0,43 = 160,5. Коэффициент теплопередачи со стороны воды:

       a_w = Nul/d_вн = 160,5 × 0,597/0,0132 = 7261 Вт/(м²•К),

      где l - теплопроводность воды, Вт/(м•К).

      Приняв  суммарное термическое сопротивление стенки трубы и загрязнений равным S(d_i/l_i) = 2,6 × 10^-3 м²×К/Вт, составим уравнение для определения теплового потока со стороны воды: 

      

. 

      Для дальнейших расчетов необходимо найти  плотность теплового потока q_вн. Точное значение q_вн на данном этапе расчета установить невозможно, поэтому вычисляем ориентировочное значение q`, приняв q<sub>a</sub> = 0,3q<sub>m</sub>. Тогда, q` = A(q_m - 0,3q_m) = 0,7Aq_m = 0,7 × 2514 × 4 = 7039 Вт/м².

      При расположении труб в трубной решетке  в вершинах правильных треугольников и по сторонам правильных концентрических шестиугольников параметр m определяется следующим образом: 

      

, 

      где m - число труб, располагаемых по большой диагонали внешнего шестиугольника; S - горизонтальный шаг труб: S = 1,3d_н=1,3 × 0,02 = 0,026 м; l/D - отношение длины трубы в аппарате к диаметру трубной решетки, принимаем l/D = 8. Тогда 

      

. 

      Округляя  до ближайшего нечетного числа, получаем m = 13. Число горизонтальных рядов труб в аппарате n_в/2 » 6. Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося R12, отнесенный к внутренней поверхности труб, 

      

      где Di = q_н = 159,94 кДж/кг - разность энтальпий R12 на входе и выходе из конденсатора; плотность r (кг/м³), теплопроводность l (Вт/(м×К)) и динамическая вязкость m (Па×с) взяты для насыщенной жидкости R12 при температуре 25 ^оС; q_а - разность температур конденсации и стенки трубы, ^оС;

      y_р - коэффициент, учитывающий различные условия конденсации на горизонтальных и вертикальных участках поверхности трубы:

      y_р = 1,3(F`<sub>в</sub>/F`_н)E^0,75(d₀/h`<sub>p</sub>) + F`_r + F`_н

      где F`_в - площадь поверхности вертикальных участков ребер на 1 м длины трубы:

      F`<sub>в</sub> = p(d<sup>2</sup><sub>н</sub> – d<sup>2</sup><sub>0</sub>)/ [2u cos(a/2)] = p(0,021<sup>2</sup> – 0,0165<sup>2</sup>)/(2 × 0,002 × cos 17<sup>0</sup>30`) = 0,139 м²; a = 35^о - угол при вершине ребра;

      F`_r - площадь поверхности горизонтальных участков трубы длиной 1 м:

      F`<sub>r</sub> = F`_н - F`_в = 0,149 – 0,139 = 0,01 м²;

      h`_p - приведенная высота ребра:

      h`_p = 0,25p(d²_н – d²₀)/d_н = 0,25p × (0,021² – 0,0165²)/0,021 = 0,0063 м;

      Е - эффективность ребра для низких накатных ребер: Е = 1.

      y_р = 1,3(0,139/0,149) × (0,0165/0,0063) + 0,01/0,149 = 1,609;