2.3 Расчет и выбор основного оборудования холодильной машины

2.3.1Принимаются следующие температуры:

-забортной воды ,С (по заданию), С

(2.26)

-охлаждающей воды, входящей в конденсатор

С

(2.27)

- конденсации хладагента (по РД 5.5231-88)

С

- жидкого хладагента на выходе из конденсатора (с учетом переохлаждения)

(2.28)

С

(2.29)

- жидкого хладагента перед терморегулирующим вентилем при наличии регенеративного теплообменника

С

- кипения хладагента в испарительных аппаратах:

(2.30)

С

(2.31)

- хладагента на выходе из испарительных аппаратов

С

Использую диаграмму lg p-I и таблицу насыщенных паров для R22, определяем параметры в характерных точках цикла

Рисунок 3- Схема и циклы холодильной машины с регенеративным теплообменником в T-S(б) и в i-lg p(в) диаграмме

1^’-1- перегрев пара на всасывании, изобарный процесс;

1^’’ – 2^’’- cжатие в КМ,адиабатный процесс;

2^’’-2^’- охлаждение перегретого пара в конденсаторе(сбив перегрева),

2^’-3’-изобарный,изотермический процесс конденсации пара в конденсаторе;

3^’-З^’’- изобарный процесс переохлаждения в переохладителе;

3^’’- 4^’- изоэнтальпийный процесс дросселирования в РВ;

4^’-1- изобарный, изотермический процесс кипения жидкости в испарителе

3’

4’

3”

2”

1’

1”

Рисунок 4- lgp-i диаграмма рабочего процесса холодильной машины

Таблица 3- Параметры цикла в узловых точках

Узловые точки	Температура ,С	Давление Р, МПа	Энтальпия i, кДж/кг	Удельный объем V,	Сухостьx
1’	-21	0,19	590	—	>1
1’’	-16	0,19	600	0,16	>1
2’’	32	1,3	683	—	0
2’	28	1,3	622	—	0
3’	28	1,3	430	—	0
3’’	21	1,3	422	—	0,1
4’	-21	0,19	422	—	>1

2.3.2Тепловой расчет холодильной машины

(2.32)

- Необходимо определить энтальпию пара хладагента на выходе из регенеративного теплообменника определяется по энтальпии из уравнения теплового баланса

(2.33)

(36)

кДж/кг

соответственно 5 С;

(2.34)

- Удельная холодопроизводительность , кДж/кг определяется по диаграмме Т–S (рис.4)

кДж/кг

- Следует рассчитать объемную холодопроизводительность , кДж/м³

(2.35)

кДж/м³

где υ₁ – удельный объем паров при температуре всасывания, м³/кг.

- Необходимо рассчитать количество хладагента, циркулирующего в системе , кг/c:

(2.36)

кг/с

- Следует рассчитать удельную работу цикла

(2.37)

l₀=i₂^’’-i₁^’’=683-600=83кДж/кг

-Необходимо рассчитать адиабатную мощность

(2.38)

N_a=G l=0,23 83=19,1кВт

-Необходимо определить удельную теплоту конденсации

(2.39)

- Необходимо определить количество тепла, отведенное в переохладителе

(2.40)

- Рассчитываем холодильный коэффициент цикла:

теоретический

(2.41)

= =2,02

- Следует определить объемную подачу пара компрессором

(2.42)

- Необходимо определить степень повышения давления

(2.43)

n= = =6,84

Так как n 9,то одноступенчатое сжатие возможно.

2.4 Расчёт и подбор компрессора

2.4.1 Определение объемных потерь в компрессоре

Рабочие процессы в холодильном компрессоре, в отличие от теоретических сопровождаются объемными и энергетическими потерями. Объемные потери уменьшают подачу, а, следовательно, и холодопроизводительность компрессора, энергетические потери увеличивают потребляемую мощность компрессора. К объёмным потерям относят : наличие «мертвого»(вредного) пространства, газодинамические потери компрессора, подогрев пара во всасывающем тракте и рабочей полости цилиндра, перетечки пара из рабочей полости через различные конструктивные зазоры.

Все объемные потери в компрессоре учитываются коэффициентом подачи , который представляет собой отношение подачи компрессора объемной или массовой , к объему, описываемому поршнем.

- Потери вызываемые наличием мертвого пространства

Мертвым пространством называется часть объема рабочей полости цилиндра компрессора. При наличии мертвого пространства в компрессоре уменьшается объем газа, всасываемого в единицу времени. Коэффициент, учитывающий объемные потери в компрессоре, вызываемые расширением пара из мертвого пространства называется объемным коэффициентом, он должен составлять от теоретического объема.

(2.44)

- Потери, вызываемые теплообменом в цилиндре.

Всасываемый пар соприкасаясь со стенками цилиндра, поршнем и клапанами подогревается. В результате подогрева в конце всасывания в цилиндре находится пар с более высокой температурой чем во всасывающем трубопроводе.

(2.45)

- Потери вследствие утечек через неплотности.

Через неплотности в поршневых кольцах, всасывающих, нагнетательных клапанах и сальниках компрессора пар перетекает из пространства с большим давлением в пространство с меньшим давлением. Это приводит к уменьшению действительной производительности компрессора. Объемные потери вызванные пропускаемые через неплотности, обозначаются коэффициентом плотности , значение которого принимается

(2.46)

- Потери при дросселировании в клапанах находим по формуле, которая имеет вид:

(2.47)

- Коэффициент подачи компрессора отражает все объемные потери в компрессоре и характеризует его работу.

(2.48)

Он равен произведению всех рассмотренных выше коэффициентов объемных потерь.

2.4.2 Холодопроизводительность компрессора

Количество теплоты отводимое холодильной машиной от охлаждаемой среды в единицу времени, определяет холодопроизводительность машины. Холодопроизводительность компрессора- это холодопроизводительность машины в составе которой данный компрессор обеспечивает массовую подачу хладагента.

Так как холодопроизводительность компрессора зависит от температурных условий работы, то для сравнения показателей поршневых компрессоров между собой их холодопроизводительность должна определятся для одинаковых условий.

В стандартных условиях на холодильные компрессоры объемного принципа действия, выпускаемых промышленностью, номинальную холодопроизводительность и потребляемую мощность приводят для сравнения условий работы.

(2.49)

В действительности холодильные машины работают в условиях определяемых потребителями холода и внешней средой. Эти условия называемые рабочими отличаются от сравнительных температурных режимов. Холодопроизводительность компрессора в рабочих условиях так же отличается от стандартной . Поэтому при подборе компрессора расчетную холодопроизводительность пересчитывают на холодопроизводительность соответствующую стандартному температурному режиму

Для определения производится построение стандартного цикла в диаграмме T–S по параметрам:

С – температура конденсации;

С – температура хладагента перед ТРВ;

С – температура испарения.

По диаграмме определяется удельная холодопроизводительность в стандартном цикле

кДж/кг

и объемная производительность

Коэффициент подачи компрессора в стандартном цикле

(2.50)

(2.51)

Теоретический объем, описываемый поршнями компрессора

(2.52)

V_h= V_д/ =0,0322/0,713=0,045м³/с

По стандартной холодопроизводительности и теоретическому объему, описываемому поршнями компрессора V_h подбираем из таблицы[1] компрессор

Таблица4- Техническая характеристика компрессора

Марка	Диаметр цилиндра мм.	Ход поршня мм	Частота вращения вала c-1	Объем, описываемый поршнем	Холодопроизводительность кВт	Потребляемая мощность кВт	Количество цилиндров
ПБ80	76	66	24	0,0578	90,6	30	8

2.4.3Расчёт мощности необходимой для привода компрессора:

(2.53)

- Работа, затрачиваемая при адиабатическом сжатии 1 кг хладагента l, кДж/кг, определяется по диаграмме lg p–i (рис. 4)

кДж/кг

- Адиабатная мощность компрессора

(2.54)

N_a=G l=0,23 83=19,1кВт

- Индикаторная мощность компрессора

,

где – индикаторный КПД, b=0,001 – 0,0025 – коэффициент, учитывающий вязкость хладагента (для фреонов b=0,0025).

(2.55)

кВт.

- Мощность, затрачиваемая на трение в компрессоре

,

где – часовой объем, описываемый поршнями компрессора, м³/ч;

кВт,

где – условное давление трения, кгс/см².

- Мощность на валу компрессора

(2.56)

кВт

- Механический КПД компрессора

- Холодильный коэффициент цикла

(2.57)

теоретический ;

(2.58)

действительный .