Варианты индивидуальных заданий к задаче №2

Марка холодильного агента выбираются по предпоследней цифре номера зачетной книжки студента:

для 0,1,2,3,4 – агент R-22;

для 5,6,7,8,9 – агент R-12.

Таблица 2

Последняя цифра номера	Qo, кВт	tо, оС	tw1, оС
0	3	-3	15
1	2	-4	16
2	3	0	17
3	4	-1	18
4	2	-2	19
5	3	-3	20
6	4	-4	15
7	2	-3	16
8	3	-2	17
9	4	-0	18

Методические указания к контрольным вопросам

1-й вопрос. Необходимо раскрыть, что представляют собой p-v, T-s и p-i диаграммы.

2-й вопрос. Показать получение холода – как результат процессов совершаемых в холодильной машине. Описать тепловые процессы обратного цикла Карно.

3-й вопрос. Объяснить сущность процессов, происходящих при работе поршневого компрессора по p-v диаграмме.

4-й вопрос. Привести классификацию компрессоров по устройству, по величине холодопроизводительности и т.д.

5-й вопрос. Объяснить назначение и перечислить основные виды конденсаторов. Представить схему и принцип работы оросительного конденсатора

Алгоритм решения задачи № 1

И сходя из температур холодильного агента, в соответствующей i – p диаграмме строится теоретический цикл работы одноступенчатой холодильной машины (рис. 1) и определяются его термодинамические параметры в узловых точках, которые заносятся в таблицу 3.

Рис. 1. Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины

Рис. 2. Коэффициент подачи для поршневых компрессоров:  - с сальником - - - - - - безсальниковые

Таблица 3

Параметр	Точки
	а	1	2	3	3’	4
p, МПа
Т, К
i, кДж/кг
v, м3/кг

Удельная массовая холодопроизводительность q₀ (кДж/кг)

q₀ = i_а – i₄

Массовый расход рабочего вещества G_д (кг/с)

G_д = Q₀ / g₀

Действительная объемная производительность компрессора V_д (м³/с)

V_д = G_д ^. v₁

Теоретический объем, описываемый поршнями V_т (м³/с)

V_т = V_д / 

где  - коэффициент подачи поршневого компрессора, определяемый (для компрессоров средней производительности) по графикам (рис.2).

Диаметр цилиндра компрессора D (м)

где k_i = 16 … 45 – параметр удельных сил инерции при ходе поршня компрессоров соответственно 0,04 … 0,12 м. Так как современные быстроходные компрессоры в целях снижения массы и габаритов, а также ограничения роста средней скорости поршня выполняют короткоходовыми, выбираем k_i = 20.

Диаметр поршня необходимо округлить до стандартной величины. Ход поршня s определяют по принятой величине  = s/D. Для непрямоточных машин  = 0,6 … 0,8. При выборе величины , соответствующих ей хода поршня s и частоты вращения вала n следует иметь в виду допустимую среднюю скорость поршня с_m. Для машин средней холодопроизводительности с_m = 2 … 4 м/с.

Частота вращения вала компрессора n (с^-1)

Частота вращения вала округляется до стандартной и рассчитывается средняя скорость поршня с_m= 2sn, которая не должна выходить за указанные границы.

Теоретический объем, описываемый поршнями V_т^’ (м³/с) при принятых D, s, n составит

Отклонение  (%) теоретического объема V_т^’ от рассчитанного первоначально составит

 = 100 (V_т - V_т^’)/ V_т

и не должно превышать 5%.

Удельная адиабатная работа компрессора l_ад (кДж/кг)

l_ад = i₂– i₁

Адиабатная мощность компрессора N_ад (кВт)

N_ад = G_д^.l_ад

Максимальная индикаторная мощность компрессора N_{i max} (кВт)

N_{i max} = kV_тp_{o max}

где k – показатель адиабаты холодильного агента, p_{o max} – максимальное давление кипения (при Т=283 К).

Индикаторная мощность в расчетном режиме N_i

N_i = N_ад / η_i

где η_i – индикаторный КПД компрессора (рис.3).

Мощность трения N_тр (кВт)

N_тр = р_{i тр}^.V_т

где р_{i тр} – приведенное давление трения, зависящее от конструкции механизма движения компрессора, в аммиачных компрессорах типа ГД эта величина составляет 7 … 9^.10⁴ Па, для типов ВП и УП – 5…8^.10⁴ Па, во фреоновых 3 … 6^.10⁴ Па.

Эффективная мощность N_е (кВт)

N_e = N_i + N_тр

Рис.3. Индикаторный КПД для поршневых компрессоров средней производительности:

 - c сальником;

- - - - - безсальниковые

Максимальная эффективная мощность N_{e max} (кВт)

N_{e max} = N_{i max} + N_тр

Механический КПД компрессора _мех

_мех = N_i / N_е

Эффективный КПД компрессора _е

_е = N_ад / N_е

Эффективный холодильный коэффициент 

 = Q₀ / N_е

Построение p – v диаграммы рабочего процесса

поршневого компрессора

Объем цилиндра поршневого компрессора определяется исходя из диаметра и хода поршня с учетом мертвого пространства цилиндра, которое для непрямоточных компрессоров средней производительности составляет 4…5 %.

V_в=0,25D²s(1+0,05)

Давление соответствующее точке «в» составляет

р_в = р_о - р_о

где р_о – гидравлическое сопротивление на линии всасывания, зависящее от конструкции всасывающего вентиля и клапана (в среднем 0,03 МПа).

Точку «с» характеризует давление р_с

р_с = р_к +р_к

где р_к – гидравлические потери на линии нагнетания, определяемые конструкциями нагнетательного клапана и вентиля (в среднем 0,06 МПа).

В первом приближении можно считать, что сжатие в цилиндре происходит по адиабате (теплота от цилиндров не отводится, энтропия паров постоянна), тогда из первого закона термодинамики

р_в^.V_в^к = р_с^.V_с^к

где к – показатель адиабаты холодильного агента

Точка «d» лежит на изобаре «с – d» и р_d = р_с. Объем V_d определяется мертвым пространством цилиндра

Точка «а» ограничивает адиабату «d – а», ей соответствует давление р_в и объем V_а определяется выражением