2.2 Построение холодильного цикла

По указанным температурам строим цикл в координатах . По температурам и находим соответствующие изобары и в области перегретого пара и переохлажденной жидкости (на диаграмму S – T изобары в области переохлажденной жидкости не наносят).

В результате построения получаем опорные точки:

– 1 – на пересечении изотермы с линией сухого насыщенного пара;

– 2' – на пересечении изотермы с линией сухого насыщенного пара;

– 3 – на пересечении изотермы с линией жидкости;

– 3' – на пересечении изотермы с изобарой в области переохлажденной жидкости (в S – T диаграмме точку 3 условно наносят на линию жидкости при температуре).

На пересечении линий и в области перегретого пара находим точку 1', определяющую состояние пара, всасываемого компрессором. Через точку 1' проводим линию постоянной энтропии (адиабату) до пересечения с изобарой в точке 2, которая определяет состояние пара в конце сжатия.

Последнюю точку 4 получаем на пересечении линии постоянной энтальпии, проходящей через точку 3' с изотермой и изобарой в области влажного пара. Точка 4 характеризует состояние хладагента после дросселирования в регулирующем вентиле.

Для нашего случая имеем: Построение точки 1. Построение цикла начинаем с нанесения линии заданной температуры кипения Т₀=-19 ⁰С, которая в области влажного пара совпадает с линией давления в испарителе P₀=138,81 кПа. На пересечении этой линии с правой пограничной кривой (линия сухого насыщенного пара x = 1) диаграммы находится точка 1. Для точки 1 по вспомогательным линиям диаграммы находим энтальпию i = h = 384,54 кДж/кг, удельный объём V₁= 0,14 м³/кг паров холодильного агента и энтропию S₁= 1,730 кДж/кг ⁰C, паросодержание X = 1.

Построение точки 1'. Для построения точки 1' находим пересечение в области перегретого пара (x = NA) линии P₀ = 138,81 кПа и T_ВС = 11 ⁰C. Построение точки 2'. Аналогично, по пересечению линии сухого насыщенного пара с заданной изотермой T_К = + 43⁰C определяем точку 2', через которую проходит линия соответствующего давления P_К= 1,15МПа.

Построение точки 2. Из точки 1' проводим линию адиабатического сжатия паров холодильного агента в компрессоре S = 1,831 кДж/кг⁰C до пересечения с линией постоянного давления в конденсаторе P_К = 1100,857 кПа, соответсвующего заданной температуре конденсации T_к= + 43⁰C и находим точку 2.

Построение точки 3. Точка 3 находится на пересечении линии P_к= 1100,857 кПа с левой пограничной кривой x= 0 (линия жидкости).

Построение точки 3'. Для нахождения точки 3' известно, что давление в ней должно быть P_к=1100,857 кПа, а температура равна заданной T_П = + 33 ⁰C. Следовательно, точку 3 находим на пересечении линии P_к = 1110,857 кПа с линией изотермы T_П = +33 ⁰C в области жидкого состояния холодильного агента.

Построение точки 4. Точка 4 определяется как точка пересечения линии дросселирования i = h = 245,88 кДж/кг, проведённой из точки 3', с линией P₀ = 138,81 кПа.

Характеристика процессов, составляющих цикл:

4–1 – процесс кипения жидкого холодильного агента.

Данный процесс протекает в испарителе холодильной машины. Процесс 4–1 изотермический, то есть протекает при постоянной температуре T₀= – 19 ⁰C (а так же изобарический – при постоянном давлении P₀ = 138,81 кПа). По тепловому эффекту этот процесс эндотермический, то есть протекает с поглощением тепла. Тепло при этом отнимается от охлаждаемой среды через стенку испарителя. Количество тепла численно равно площади под линией процесса в координатах S-T. Или величине проекции процесса на ось абсцисс (в координатах i-lgP отрезок i₁ – i₄). Кипение продолжается до тех пор, пока вся жидкость не превратится в пар. Принимается, что из испарителя выходит сухой насыщенный пар.

Точка 1 соответствует поступлению в компрессор сухого пара.

1–1' – процесс перегрева парообразного холодильного агента от T₀ до T_ВС при постоянном давлении P₀. Данный процесс эндотермический. Количество тепла численно равно площади под процессом в координатах S-T или величине проекции на ось абсцисс (в координатах i-lgP отрезок i_1' - i₁).

Точка 1' соответствует поступлению в компрессор перегретого пара холодильного агента.

1'-2 – процесс сжатия сухих паров хладагента. Этот процесс протекает в цилиндрах компрессора. Процесс адиабатический, то есть протекает без теплообмена с окружающей средой при постоянной энтропии S = 1,831 кДж /кг⁰C. Процесс протекает с повышением температуры хладагента от T₁= T_ВC= 33 ⁰ C до T₂ = +78,782 ⁰C. На осуществление этого процесса затрачивается работа, которая на диаграмме i-lgP численно равна отрезку i₂-i₁'.

Точка 2 характеризует поступление сжатых паров холодильного агента из компрессора в конденсатор.

2–2' – процесс понижения температуры пара хладагента от T₂= 78,782 ⁰C до температуры начала конденсации T_К = +43 ⁰C. Процесс протекает в конденсаторе. Этот процесс изобарический, то есть происходит при постоянном давлении P_К =1100,857 кПа. По тепловом эффекту этот процесс экзотермический, то есть протекает с выделением тепла, которое отводится от хладагента охлаждающей средой (воздухом). Количество тепла на диаграмме i-lgP численно определяется отрезком i₂'-i₂.

2'-3 – процесс конденсации паров холодильного агента.

Процесс протекает в конденсаторе. Этот процесс изотермический (протекает при постоянной температуре T_К= + 43 ⁰C) и изобарический (протекает при постоянном давлении P_К =1100,857 кПа). По тепловому эффекту это процесс экзотермический. Количество тепла на диаграмме i-lgP численно определяется отрезком i_2'-i_3. Тепло отводится от хладагента охлаждающей средой. Точка 3 – это точка полной конденсации холодильного агента.

3–3' – процесс переохлаждения сконденсировавшегося жидкого хладагента от температуры T_К = + 43 ⁰C до температуры T_П = + 33 ⁰C. Процесс протекает в конденсаторе, терморегулирующем вентиле, теплообменнике. Процесс изобарический, то есть происходит при постоянном давлении. По тепловому эффекту процесс экзотермический. Количество тепла на диаграмме i-lgP численно определяется отрезком i₃-i₃'. Точка 3' определяет параметры жидкого хладагента, направляющегося к терморегулирующему вентилю.

3' – 4 – процесс дросселирования хладагента в терморегулирующем вентиле при постоянной энтальпии i₃ = i₄ = 245,88 кДж/кг. Проходя через терморегулирующий вентиль, хладагент дросселируется с давления конденсации P_К =1100,857 кПа до давления кипения P₀ = 138,81 кПа, при этом происходит понижение температуры хладагента от T_К = + 43 ⁰C до T₀= -19 ⁰C.

Точка 4 характеризует параметры парожидкостной смеси после дросселирования. Также точка 4 характеризует начало кипения хладагента в испарителе при постоянных давлении P₀ = 138,81 кПа и температуре T₀ = – 19 ⁰C.

Полученные значения величин в узловых точках заносим в таблицу:

Таблица 2.1. Параметры холодильного цикла

Узловые точки	Температура, 0C	Давление, кПа	Энтальпия, кДж/кг	Энтропия, кДж/(кг0C)	Паросодержание Х (в долях)	Удельный объём, м3/кг
1	– 19	138,81	384,54	1,730	1	0,14
1'	11,459	138,638	411,7	1,831	NA	0,16133
2'	43	1100,857	419,44	1,706	1	0,01823
2	78,782	1102,05	460,34	1,828	NA	0,02255
3	43,014	1104,158	260,71	1,204	NA	NA
3'	33,33	838,702	245,88	1,157	NA	0,00404
4	-18,946	139,128	246,19	1,186	0,336	0,04722

По известным параметрам состояния таблицы производим расчет теоретического цикла.

1. Удельная массовая холодопроизводительность

= 384.54 – 246.19 = 138.35 кДж/кг (4)

2. Удельная объемная холодопроизводительность.

= 857.559 кДж/м³ (5)

3. Количество теплоты, отводимое из конденсатора

= 460.34 – 260.71 = 199.63 кДж/кг (6)

4. Работа компрессора в адиабатном процессе сжатия

= 460.34 – 411.7 = 48.64 кДж/кг (7)

5. Холодильный коэффициент

(8)

Цикл холодильника, работающего на хладоне R134a.

2.3 Расчет тепловой нагрузки

Проектирование бытовых холодильников ведется на основе теплового расчета учитывающего виды теплопритоков, которые могут повлиять на изменения температурного режима в камере холодильника.

Тепловая нагрузка на холодильное оборудование состоит из нескольких теплопритоков:

– теплоприток в охлаждаемые камеры бытового холодильника из окружающей среды за счет теплопроводности изолированных стенок (теплоприток через охлаждающие конструкции),

– поступление теплого воздуха через открытые двери, неплотности и т.д.,

– теплота от продуктов, охлаждаемых до требуемой температуры,

– различных дополнительных тепловых нагрузок.

Исходными данными для теплового расчета являются: полезный объем, температурный режим в камерах, количество камер холодильника, климатическое исполнение.

Принимаем общий полезный объем проектируемого холодильника равным 309 дм³ = 309 л. Общий полезный объем «плюсовой» камеры примем равным 246 дм³. Морозильной камеры 63 дм³. Габариты холодильника 1710 x 600 x 510 (В x Ш x Г). Количество компрессоров – 1. Климатическое исполнение УХЛ для широт умеренного климата.

Полезный объем высокотемпературной камеры V₁ = 309 – 63 = 246 дм³.

При проектировании, исходя из соображений практичности примем следующие размеры:

Рисунок – 2.1 Высокотемпературная камера t_к1= + 4 ⁰C.

V₁ = 0,54*0,45*1,01 = 0,246 м³

Рисунок – 2.2 Низкотемпературная камера t_к2 = – 12 4 ⁰C.

V₂ = 0,17*0,48*0,41 + ((0,33 + 0,24)/2) * 0,22 * 0,48 = 0,034 + 0,03 = 0,064 м³.

1) Теплоприток через стенки.

Теплопритоки через ограждения

Теплоприток через стенки (ограждающие конструкции) – это тепловой поток в охлаждаемые камеры из окружающей среды за счет теплопроводности.

В природе не существует абсолютной изоляции, и поэтому, когда температура в холодильнике ниже, чем температура окружающей среды, всегда имеется некоторый приток теплоты.

Количество теплоты, передаваемой через стенки охлаждаемых камер холодильника в единицу времени, является функцией трех факторов, соотношение которых выражается следующим уравнением:

(9)

где Q₁ – теплоприток, Вт;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м * К);

F – площадь наружной поверхности ограждения (стенки), м;

ΔT – разность температур по обе стороны стенки, К.

Коэффициент теплопередачи можно рассчитать для любого ограждения, если известна теплопроводность каждого из видов использованного материала.

Коэффициент теплопередачи равен

(10)

где – коэффициент теплоотдачи с внешней поверхности ограждения, Вт/ (м * К);

– коэффициент теплоотдачи с внутренней поверхности ограждения, Вт/ (м * К);

– толщина отдельных слоев конструкции ограждения;

– коэффициент теплопроводности изоляционного материала. При определении теплопритоков через ограждения холодильных камер необходимо учитывать теплоприток через все стенки холодильника. Если некоторые стенки имеют неодинаковую конструкцию и различные коэффициенты теплопередачи, то для них следует выполнять отдельные расчеты теплопритоков. Стенки, имеющие одинаковые коэффициенты теплопередачи и разность температур по обе стороны, рассматриваются вместе.

При расчете теплопритоков проектируемого холодильника примем, что все стенки имеют толщину = 3 см, также пренебрегаем теплопритоками от работы компрессора.

В качестве обшивки холодильника используем стальной лист толщиной = 0,002 м.

В качестве теплоизолятора – пенополиуретан = 25 мм = 0,025 м. Для обшивки внутренних камер холодильника используем листы из ударопрочного полистирола = 0,003 м.

Рисунок – 2.3 Стенка холодильника.

Определяем теплопроводности материалов [2].

; ; .

Коэффициент теплоотдачи с внутренней поверхности стены , с внешней поверхности стены .

По уравнению (10) рассчитываем коэффициент теплопередачи

(11)

Разность температур по обе стороны стенки для высокотемпературной камеры

(12)

Разность температур для низкотемпературной (морозильной камеры)

(13)

Площадь стенок «+» камеры (высокотемпературной).

F_{пер, зад} = 1,01 * 0,54 = 0,5454 м²

F_{бок. пов.} = 1,01 * 0,45 = 0,4545 м²

F_{верх, низ} = 0,45 * 0,54 = 0,243 м²

F_общ = 0,5454*2 + 0,4545*2 + 0,243*2 = 2,4858 м²

Площадь стенок низкотемпературной (морозильной камеры)

F_пер = 0,48 * 0,39 = 0,1872 м²

F_зад = 0,48 * 0,17 * 0,48 * 0,2377 = 0,1956 м²

F_{бок. пов} = 0,41 * 0,17 * (0,33 + 0,24)/2 * 0,22 = 0,1324 м²

F_верх = 0,41 * 0,48 = 0,1968 м²

F_низ = 0,48 * 0,24 = 0,1152 м²

Рисунок – 2.4 Боковая поверхность морозильной камеры.

F_общ = F _пер + F_зад + 2F_{бок. пов.} + F_верх + F_низ = 0,1872 + 0,1956 + 0,1324*2 + 0,1968 + 0,1152 = 0,9569 м².

Теплоприток для «+» камеры

= 2,4858 * 28 * 0,85 = 59,162 Вт

Теплоприток для низкотемпературной камеры

= 0,9596 * 44 * 0,85 = 35,88 Вт

= 59,162 + 35,88 = 95 Вт

2) Тепловая нагрузка от продуктов.

Данная нагрузка создается теплотой, которая отводится от продуктов при охлаждении и замораживании.

Если продукты, помещаемые в холодильные камеры, имеют температуру выше температуры в камере, то они отдают теплоту воздуху до тех пор, пока не охладятся до температуры в камере.

Когда температура в холодильной камере поддерживается выше точки замерзания продукта, теплоприток от продуктов определяется по формуле:

(14)

где Q₂ - количество теплоты от продуктов при их охлаждении, Вт;

m – масса продукта, кг;

с – удельная теплоемкость продукта, Дж/(кг * К);

τ – время охлаждения, с;

k_v – коэффициент скорости охлаждения.

Когда продукты замораживают и хранят при температуре ниже точки замораживания, то общее количество отдаваемой теплоты можно разбить на три составляющих: количество теплоты, отдаваемой продуктами при охлаждении до температуры замораживания; количество теплоты, отдаваемой продуктами при замораживании; количество теплоты, отдаваемой продуктами при охлаждении oт точки замораживания до конечной температуры хранения.

Способ определения количества теплота при понижении температуры рассмотрен выше.

Количество теплоты, отдаваемой продуктами при замораживании, рассчитывают по следующему уравнению:

(15)

где m – масса продукта, кг;

r – скрытая теплота продуктов, Дж/кг.

Также при расчете необходимо учитывать теплоприток, обусловленный дыханием продуктов[1].

После уборки качество хранимых фруктов и овощей изменяется. Наиболее важные изменения обусловлены дыханием, в процессе которого кислород воздуха соединяется с углеводами ткани растения с выделением углекислого газа и теплоты. Высвобожденная теплота называется теплотой дыхания и должна учитываться как часть тепловой нагрузки в процессе хранения значительного количества фруктов и овощей при температуре выше точки замораживания. Количество теплоты, высвобождаемой при дыхании, зависит от вида и температуры продукта. Теплота дыхания (в Вт / кг) для различных фруктов и овощей приведена в табл. 10–11 [1].

Тепловую нагрузку, обусловленную дыханием продукта, определяют по следующему уравнению:

(16)

где m_пр – масса продукта, кг;

q_пр – интенсивность дыхания, Вт / кг.

По условию температура в низкотемпературной камере (морозильнике) равна – 12⁰C, в высокотемпературной камере + 4⁰C.

Для расчета теплопритока от продуктов условно загружаем в проектируемый холодильник:

В высокотемпературную камеру

m_{капуста} = 7 кг

m_{морковь} = 5 кг

m_лук = 3 кг

m_яблоки = 6 кг

m_ягоды = 3 кг

m_{апельсины} = 4 кг

В низкотемпературные камеру

m_{говядина свежая} = 10 кг

m_птица = 6 кг

Общая масса загруженных продуктов m_общ = 44 кг.

= 4,592 Вт

=0,235 Вт

= 4,827 Вт

= 8,996 Вт

= 0,054 Вт

= 9,05 Вт

= 8,097 Вт

= 0,102 Вт

= 8,199 Вт

= 8,93 Вт

= 0,427 Вт

= 9,357 Вт

=5,334 Вт

= 0,27 Вт

= 5,604 Вт

=6, 366 Вт

= 0,076 Вт

= 6,442 Вт

В морозильную камеру загружаем 10 кг свежей говядины и 6 кг птицы

= 1201 кДж – охлаждение говядины до температуры замораживания.

= 2280 кДж – замораживание говядины.

= 192,05 кДж – охлаждение говядины от -0,5 ⁰C до -12 ⁰C.

= 0,063 кВт = 63 Вт

= 615,33 кДж

= 1476 кДж

= 86,025 кДж

= 0,025 кВт = 25 Вт

= 131,49 Вт

3) Тепловая нагрузка от воздухообмена.

Когда открывают дверь холодильника, теплый наружный воздух поступает в него, замещая более тяжелый холодный воздух, который выходит через дверь.

Величина отношения тепловой нагрузки в результате воздухообмена к общей тепловой нагрузке зависит от конкретных условий. Двери в бытовых холодильниках снабжены специальным уплотнением, вследствие чего приток воздуха через теплопритоки крайне ограничен. Следовательно, в бытовом холодильном оборудовании воздухообмен ограничивается тем, что воздух поступает в охлаждаемый объем при открывании и закрывании дверей.

Определить теплоприток в охлаждаемое пространство бытового холодильника при открывании и закрывании дверей с достаточной точностью практически невозможно. Обычно принимают этот теплоприток равным 2–5% от теплопритока через ограждение и теплопритока от продуктов (Q₁+Q₂).

= 6,79 Вт

= 95 + 131,49 + 6,79 = 233,28 Вт

Общий теплоприток с учетом коэффициента надежности 5–10%

= 244,944 Вт

2.4 Расчет компрессора

В бытовых холодильниках применяются герметичные компрессоры со встроенным электродвигателем в неразъемном кожухе.

1) Определяем удельную холодопроизводительность в 1 кг холодильного агента R134a

= 384,54 – 246,19 = 138, 35 кДж/кг (17)

2) Определяем массовый расход пара – массовую подачу компрессора (действительная масса всасываемого пара)

= 0,00177 кг/c (18)

3) Определяем объемный расход пара – объемную подачу компрессора (объем паров на входе в компрессор)

= 0,0002856 м³/с (19)

4) Определяем коэффициент подачи компрессора λ в зависимости от степени сжатия

Принимаем λ = 0,65

Степень повышения давления рабочего тела в компрессоре

= 7,938 (20)

5) Определяем описанный объем компрессора

= 0,0004394 м³ (21)

6) Вычисляем теоретическую (адиабатную) мощность N_T компрессора

= 0,086 кВт (22)

7) Определяем действительную (индикаторную) мощность компрессора (η_i = 0,7)

= 0,123 кВт (23)

8) Определяем эффективную мощность компрессора

= 0,145 кВт (24)

По эффективной мощности и холодопроизводительности выбираем компрессор Danfoss SC12G холодопроизводительностью 257 Вт при T₀ = – 20 ⁰C. Объем цилиндра 12,87 см³.

= 0,186 кВт, (25)

где η_п – КПД клиноременной передачи η_п = 0,94…0,98:

η_эл – КПД электродвигателя η_эл = 0,85…0,94.

Рисунок – 2.5 Компрессор SC12G общий вид.

2.5 Расчет испарителя

Испаритель – это устройство, которое абсорбирует тепло в холодную систему. Испаритель устанавливают в охлаждаемом пространстве. Тепло поглощается в результате кипения хладагента в каналах испарителя.

Производительность испарителя характеризуется интенсивностью прохождения теплоты через его стенки из охлаждаемого пространства или от продукта к кипящей внутри жидкости и выражается в ваттах. Испаритель любого назначения должен иметь достаточный коэффициент теплопередачи для того чтобы кипящий холодильный агент поглощал теплоту с высокой интенсивностью, создавая при этом требуемое охлаждение при работе в расчетных условиях.

Три способа теплопередачи имеют место при поступлении теплоты в испаритель. При охлаждении воздуха большая часть теплоты переносится к испарителю конвективными токами, образуемые в охлаждаемом пространстве посредством вентилятора или путем естественной циркуляции в результате разности температур между испарителем и окружающей средой. Часть тепла передается испарителю непосредственно от продуктов, а также от стен охлаждаемого пространства. Если продукты находятся в тепловом контакте с наружной поверхностью испарителя, то теплота передается от продуктов к испарителю за счет теплопроводности. Теплота должна проходить через стенки испарителя вследствие теплопроводности независимо от способа ее подачи к наружной поверхности испарителя. Поэтому производительность испарителя, т.е. интенсивность прохождения теплоты через его стенки, зависит от тех же факторов, которые обуславливают интенсивность потока теплоты, проходящей под действием теплопроводности через любую теплопередающую поверхность.

Производительность испарителя можно определить по следующей формуле:

(26)

где Q₀ – количество передаваемой теплоты, Вт;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м *К);

F – площадь наружной поверхности испарителя (гладкотрубной и ребристой), м²;

Θ_m – средняя логарифмическая разность между температурой снаружи испарителя и температурой хладагента в испарителе, К.

Сопротивления стенок испарителя потоку теплоты – это сумма трех факторов, отношение которых можно выразить следующим образом:

(27)

где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м *К);

α_1, α₂ коэффициент теплоотдачи для внутренней и наружной поверхности соответственно, Вт/ (м *К);

F₂ / F₁ – отношение наружной площади поверхности к внутренней или коэффициент оребрения;

δ – толщина стенки испарителя, м;

λ – теплопроводность стенки испарителя, Вт/(м*К).

Коэффициент теплопередачи должен быть максимальным, так как желательна высокая интенсивность теплопередачи через стенки испарителя. Поэтому в конструкции испарителя обычно используют металлы из-за их высокой теплопроводности.

Величина коэффициента теплопроводности зависит от конструкции и материала испарителя, площади смачивания внутренней поверхности, скорости движения потока и теплопроводности хладагента в испарителе, количества масла в испарителе, состояния наружной поверхности испарителя и охлаждаемой среды, отношения наружной площади поверхности к внутренней, скорости циркуляции среды.

Любое загрязнение наружной или внутренней поверхности испарителя играет роль теплоизоляции, уменьшая коэффициент теплоотдачи стенок испарителя, а также интенсивность теплопередачи. Загрязнение внутренней поверхности труб испарителя вызывается избыточным количеством масла в испарителе или низкой скоростью движения хладагента.

Среднюю логарифмическую разность температур приблизительно можно вычислить с помощью следующего уравнения:

(28)

где θ – средняя арифметическая разность температур;

T_В1, T_В2 - температура воздуха на входе и выходе из испарителя соответственно, К;

Т₀ – температура кипения хладагента, К.

Величина средней арифметической разности температур незначительно отличается от действительной средней логарифмической разности температур. При расчетах испарителей можно в формуле (26) можно использовать полученные по уравнению (28) значения температуры.

В конструкции проектируемого холодильника с электромагнитным клапаном используем 2 листотрубных испарителя.

Исходными данными для расчета испарителей являются Q₀ = 244,94 кВт; k = 28; T_В1 = 32 ⁰C; Т_В2 = – 12 ⁰C; T₀ = -19 ⁰C.

Определяем среднюю арифметическую разность температур

= 10 ⁰C

Общая площадь испарителей определяется по формуле

= 0,875 м² (29)

Принимаем площадь испарителя морозильной камеры равной 0,54 м², тогда площадь испарителя высокотемпературной камеры F_{хол.кам.} = 0,874 – 0,54 = 0,335 м².

Рисунок – 2.6 Габариты испарителей

2.6 Расчет конденсатора

Конденсатор холодильного агента является теплообменным аппаратом, в котором хладагент отдает тепло охлаждающей его среде. В процессе отвода тепла от парообразного хладогента высокого давления происходит его конденсация.

В агрегатах бытовых холодильников в соответствии с условием их эксплуатации применяют конденсаторы с воздушным охлаждением.

В общее количество теплоты, поглощаемой в конденсаторе охлаждающей средой, входит теплота, поглощенная хладагентом в испарителе, и теплота эквивалентная работе сжатия. Любая теплота, поглощенная всасываемым паром, также становится частью нагрузки конденсатора.

Величина работы сжатия на единицу холодопроизводительности зависит от степени сжатия, а количество теплоты, отведенной в конденсаторе на единицу холодопроизводительности – от рабочих параметров системы. Нагрузку конденсатора Q_K можно определить, умножая величину производительности компрессора Q₀ на коэффициент сжатия k_Qсж

(30)

Для расчета нагрузки конденсатора применяют уравнение (для холодильных агрегатов с герметичным компрессором):

(31)

где N_Э – подводимая мощность, Вт.

Теплопередача через стенки конденсатора осуществляется за счет теплопроводимости. Поэтому производительность конденсатора определяют по основному уравнению теплопередачи:

(32)

где Q_K – производительность конденсатора, Вт;

F – площадь поверхности конденсатора, м;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м» К);

Δt_m - средняя логарифмическая разность между температурами конденсации холодильного агента и окружающей среды, К.

В воздушных конденсаторах вся теплота, отдаваемая конденсирующимся хладагентом, расходится на повышение температуры окружающей среды.

Поэтому разность температур охлаждающей среды прямо пропорциональна нагрузке конденсатора и обратно пропорциональна массовому расходу и удельной теплоемкости охлаждающей среды:

(33)

где Δt – разность температур охлаждающей среды в конденсаторе, К;

Q_K – теплота, отведенная в конденсатор, Bт;

m – массовый расход воздуха в конденсаторе, кг/с;

с – удельная теплоемкость охлаждающей среды, Дж/(кг*К).

Средняя логарифмическая разность температур определяется по формуле:

где T_В1, Т_В2 - температура воздуха на входе и выходе из конденсатора, К;

Тк – температура конденсации, К.

Исходными данными для расчета испарителей являются Q₀ = 244,94 кВт; k = 65; T_В1 = 33 ⁰C; Т_В2 = 38 ⁰C; T_К = 43 ⁰C; i₂ = 460,34 кДж/кг; i_3’ = 245,88 кДж/кг; G_д = 0,00177 кг/с.

1) Производительность конденсатора определяется по формуле

= 0,379 кДж/с = 325,94 ккал/час (34)

2) Средняя логарифмическая разность температур для проектного варианта холодильника

= 7,222

3) Площадь конденсатора

= 0,7 м² (35)

Рисунок – 2.7 Конденсатор холодильника

F_K = 0,52*1,34 = 0,7 м².

4) Тепловая нагрузка на конденсатор

= 244,944 + 145 = 389,94 Вт

2.7 Расчет капиллярной трубки

Капиллярная трубка – это простейший регулятор потока хладагента, используемый в холодильных системах. Она ограничивает или регулирует поток жидкого холодильного агента из конденсатора в испаритель и поддерживает заданную рабочую разность давлений между этими двумя аппаратами вследствие высокого сопротивления из-за трения. В трубке возникает дроссельный эффект, при котором снижается давление жидкого хладагента и образуется пар.

При любых определенных длине и диаметре сопротивление является постоянной величиной. Поэтому расход жидкости через трубку пропорционален разности давлений в ней, причем указанная разность – это разность между давлениями конденсации и кипения в холодильном агрегате.

Капиллярная трубка и компрессор соединены в системе последовательно, в связи с чем расход хладагента через трубку должен быть равен объемной производительности компрессора. Следовательно, чтобы холодильный агрегат работал эффективно и сбалансировано при расчетных условиях, расход хладагента через трубку определенной длины и диаметра при расчетных давлениях кипения и конденсации должен точно соответствовать объемной производительности компрессора при этих условиях.

Капиллярная трубка имеет простую конструкцию и низкую стоимость. Давления хладагента уравниваются через капиллярную трубку во время нерабочей части цикла, и компрессор после остановки включается в разгруженном состоянии. Это позволяет использовать электродвигатели с малым пусковым моментом.

В холодильных системах с капиллярной трубкой важно, чтобы система была защищена от грязи и посторонних веществ. Обычно для этих целей перед капиллярной трубкой устанавливается фильтр.

Капиллярные трубки, как правило, изготавливают внутренним диаметром от 0,5 до 2 мм и длиной от 0,5 до 5 м. Наибольшее распространение получили трубки с d = 0,8 +1 мм.

Трубки изготавливают из меди М2 или МЗ внутренним диаметром 0,80; 0,82 и 0,85 мм, наружным диаметром 2,1 ± 0,1 мм. Трубки должны выдерживать испытание на герметичность (под водой) давлением 4–5 МПа.

Размеры капиллярных трубок для холодильных машин предварительно определяют с помощью номограмм и уточняют на основе специальных испытаний при различных температурах окружающей среды и охлаждаемого объекта.

Для проектного варианта холодильника капиллярную трубку рассчитываем в программе Danfoss Capillary Tube Selector. Исходные данные: хладагент R134a; теплосодержание системы Q = 244,94 Вт; T₀ = -19 ⁰C; Т_К = 43 ⁰C; Т_ВС = 11⁰C.

Рисунок – 2.8 Подбор капиллярной трубки

Подбираем капиллярную трубку длиной 2,07 м, d_трубки = 1,12 мм, расход хладагента 25,3 л/мин.

2.8 Расчет электромагнитного клапана

Для проектного варианта холодильника электромагнитный клапан в программе CoolCat 2005. Исходные данные: хладагент R134a; теплосодержание системы Q = 244,94 Вт; T₀ = -19 ⁰C; Т_К = 43 ⁰C; U = 220 – 230 В, f = 50 Гц.

Рисунок – 2.9 Подбор электромагнитного клапана

Из предложенных программой клапанов выбираем клапан EVR 2.

Соленоидные вентили типа EVR предназначены для установки в жидкостные и всасывающие линии, а также трубопроводы горячего газа с фторсодержащим хладагентом.

Принцип работы – прямое срабатывание: магнитное поле соленоидной катушки приводит в движение поршень и таким образом открывает седло вентиля. Срабатывание с помощью сервопривода: магнитное поле соленоидной катушки используется только для открытия седла пилотного вентиля. Необходимая сила для срабатывания поршня или диафрагмы для открытия седла основного вентиля создается потоком хладагента, что приводит к падению давления. Основным управляющим воздействием на электромагнитные клапаны служит электрический ток, которой питает катушку.

Рисунок – 2.10 Электромагнитный клапан EVR 2 (Нормально закрытый)

4 – катушка, 16 – сердечник, 18 – вентильный клапан, 28 – подкладка, 36 – заглушка Din, 37 – втулка Din, 40 – предохранительная крышка / клеммная коробка, 49 – корпус вентиля, 83 – посадочное седло вентиля, 90 – крепежное отверстие.

Список литературы

1. Доссат Рой Дж. Основы холодильной техники. Пер. с англ. – М.: Легкая и пищевая промышленность, 1984 – 520 с.

2. Свердлов Г.З. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха. – 2.е изд., перераб и доп./ Г.З. Свердлов, Б.К. Явнель. – М.: Пищевая промышленность, 1978. – 264 с.

3. Лесников В.В. Бытовые компрессионные холодильники (Вопросы и задачи): Методические указания по дисциплине «Бытовые машины и приборы». Уфимск. технол. ин-т сервиса. – Уфа, 1998. – 47 с.

4. Вейнбург Б.С. Бытовые компрессионные холодильники/ Б.С. Вейнбург, Л.Н. Вайн. – М.: Пищевая промышленность, 1974. – 272 с.

5. С.А. Лавров Основы проектирования бытовой техники / С.А. Лавров и др. Уфимск. технол. ин-т сервиса. – Уфа, 2000. – 306 с.

6. Кондрашова Н.Г., Лашутина Н.Г. Холодильно-компрессорные

машины и установки. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1984 – 335 с.

7. Лепаев Д.А. Бытовые электроприборы. – М.: Легкая индустрия, 1979 – 336 с.

8. Холодильная техника и технология: Учебник под ред. А.В. Руцкого.-М.:ИНФРА-М, 2000. – 286 с.

9. Якобсон В.Б. Малые холодильные машины. – М.: Пищевая промышленность, 1977. – 368 с.

10. Зеликовский И.Х., Каплан Л.Г. Малые холодильные машины и установки: Малые холодильные установки. – 2-е изд., перераб и доп. – М.: Пищевая промышленность, 1979. – 448 с.

11. http://ru.wikipedia.org/wiki/Холодильник

12. http://holden.com.ua/price.php? id_brand=&id_group=25

Размещено на Allbest.ru