1.2 Выбор схемы холодильной машины, определение параметров харак­терных точек цикла

Определяем степень сжатия  = Р_к/Р_о. При   9 для R 717 и R 22 и при   11 для R 134 и R 502 принять одноступенчатое сжатие.

Одноступенчатую холодильную машину для R 717 принять по рисунку 1.1; для R 134, R 22, R 502 с компрессором открытого типа - рисунок 1.2; с герметичным, экранированным и бессальниковым компрессором – рисунок 1.3.

Двухступенчатую холодильную машину для R 717 и R 22 принять – по рисунку 1.4 и 1.5 (согласовать с руководителем проекта), для R 134 и R 502 – рисунок 1.6.

Вычертить принятую принципиальную схему холодильной машины согласно типовой схеме. По заданным и определенным температурам рабочего режима машины построить цикл в диаграммах состояний и S – T. Сжатие принять адиабатным.

В расчетно-пояснительной записке представить ксерокопию цикла холодильной машины в одной из диагамм.

Найденные в таблицах и диаграммах параметры характерных (узловых) точек цикла занести в таблицу 1.1.

Удельный объем жидкого холодильного агента следует най­ти в таблицах параметров на линиях насыщения.

Таблица 1.1 – Параметры рабочих точек цикла

Параметры точек цикла	t, 0С		P, МПа	i,	v,	Термодинамическое состояние холодильного агента
1
1
2
и т.д.

1.3 Тепловой расчет компрессора одноступенчатой холодильной машины

Удельная массовая холодопроизводительность агента q₀, кДж/кг

q₀ = i₁ – i₄

Масса всасываемого пара М, кг/с

.

Удельная объемная холодопроизводительность агента q_v, кДж/м³

где v₁ - удельный объем всасываемого пара (в точке 1, м³/кг).

Действительный объем всасываемых паров в компрессор V_Д, м³/с

V_Д = М  v₁

Теоретическая производительность компрессора V_т, м³/с

Коэффициент подачи [3]

 = _с  _др  _w  _пл

Однако с достаточной степенью точности при расчете вновь проектируемого компрессора  определяют по эмпири­ческой формуле [3]

 = _i 

где _i - коэффициент индикаторных потерь;

- коэффициент, учитывающий подогрев пара в цилинд­ре в процессе всасывания и перетекание из полос­ти сжатия в полость всасывания из-за внутренних неплотностей.

,

где c - относительная величина мертвого пространства вы­бирается в пределах 0,015…0,05 в зависимости от типа и размеров компрессора, а также от конструк­ции клапанов и режима работы [2];

р_вс, р_н - депрессии во всасывающих и нагнетательных клапанах принимаются равными 0,005 и 0,01 МПа, соответственно.

Для крупных и средних компрессоров

.

Коэффициент подогрева всасываемого пара в малых ком­прессорах значительно выше, чем в больших, и определяется по уравнению [6]

,

где Т_км - абсолютное значение температуры всасываемого пара перед входом в компрессор до того, как пар отведет тепло от двигателя, К;

Т_к - абсолютная температура конденсации, К;

 - перегрев пара у всасывающего патрубка компрессора, °С.

а и в₁ - постоянные: а = 1 …1,1; в₁ = 0,25…0,8.

С уменьшением размеров компрессора значение а при­ближается к большему пределу, а в₁ - к меньшему.

Принудительное движение воздуха у кожуха компрессора (в герметичных агрегатах с вентилятором) снижает величину в₁.

Теоретическая удельная работа компрессора , кДж/кг:

l = i₂ – i₁

Теоретическая (адиабатная) мощность компрессора N_a, кВт:

N_a = l  M

Индикаторный КПД компрессора

0,001 для NH₃

в = 0,0025 для фреонов

Индикаторная мощность компрессора N_i, кВт;

Эффективная мощность компрессора N_e, кВт:

где _м - механический КПД компрессора, зависящий от его конструктивных особенностей.

_м = 0,8 – 0,9 (2).

Электрическая мощность (мощность, забираемая электродвигателем из сети), , кВт:

где _эд – КПД электродвигателя; _эд = 0,75-0,85 [2].

_п - КПД механической передачи. _п = 0,97 –0,98 (клиноременная передача).

Теоретический холодильный коэффициент

Действительный холодильный коэффициент

Степень термодинамического совершенства

где _к - холодильный коэффициент соответствующего цикла Карно, построенного на тех же температурах кипе­ния и конденсации холодильного агента.