Содержание

Введение………………………………………………………………..	2
1.Тепловой расчёт цикла…………………………………………..	3
2.Разработка компрессора………………………………………...	7
2.2.Конструктивный расчёт основных узлов и деталей компрессора……	7
2.3.Расчет газового тракта компрессора……………………………………	14
2.4. Динамический расчет компрессора…………………………………...	18
2.5. Уравновешивание и расчет системы смазки…………………………	23
3.Разработка конденсатора………………………………………………….	31
4.Разработка испарителя…………………………………………………….	34
Литература……………………………………………………………………	37
Приложение.

Введение

Охлаждением называется процесс отвода теплоты или отдачи работы, который сопровождается понижением температуры и протекает с участием не менее двух тел: охлаждаемого и охлаждающего. В холодильной технике различают естественное и искусственное охлаждение. Естественное охлаждение осуществляется вследствие самопроизвольной передачи теплоты окружающей среде (атмосферному воздуху, воде естественных водоемов и грунту), имеющей более низкую температуру, чем охлаждаемое тело.

С развитием научно-технического прогресса в последние десятилетия естественное охлаждение практически во всех сферах деятельности человека заменяют искусственным.

Искусственный холод получают двумя способами. Первый основан на аккумулировании естественного холода, второй - на существующей в природе закономерности, выражаемой вторым законом термодинамики. Второй способ составляет основу машинного охлаждения. Согласно второму закону термодинамики для получения холода необходимо затратить внешнюю работу. При этом теплота отводится от охлаждаемого источника и подводится к источнику окружающей среды. Охлаждаемый источник называют также источником теплоты низкой температуры.

Диапазон температур, достигаемых с помощью холодильных машин, достаточно широк: от положительных значений температур до температуры предела искусственного охлаждения, близкой к абсолютному нулю(-273,15С).

Для переноса теплоты в машинах при осуществлении холодильного цикла используются рабочие вещества, которые называют также холодильными агентами. Отвод тепла от объекта охлаждения осуществляется с помощью промежуточного хладоносителя (воздуха, воды, рассола и др.) или непосредственно кипящим холодильным агентом в испарителе.

Холодильные машины применяют в пищевой, мясомолочной промышленности и сельском хозяйстве для замораживания и хранения пищевых продуктов, в химической и нефтеперерабатывающей промышленности; для кондиционирования воздуха; в горной промышленности; в металлургической промышленности; в радиотехнике и др.

В настоящее время преимущественно используют холодильные машины компрессорного типа.

1 Тепловой расчет цикла

Цикл, расчет которого будет производиться представлен на рисунке:

Рисунок 1 – Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины в h-P диаграмме.

Исходные данные для расчета следующие:

Холодопроизводительность Qо, кВт		25
Температура, К:
кипения То		255
конденсации Тк		315
Рабочее вещество		R134a

Перегрев рабочего тела (R134a) перед сжатием в компрессоре лежит в пределах ∆Т_пер=10…30К.

1-1’ – принимаем перегрев в бессальниковом компрессоре от обмоток электродвигателя ∆Т_пер=10 ⁰С.

3’-3 – принимаем переохлаждение хладагента в конденсаторе и жидкостном трубопроводе равным t=4С.

Значение параметров узловых точек теоретического цикла холодильной машины приведены в таблице 1.1.

Таблица 1 – Параметры узловых точек

Параметры	Узловые точки
	1	1’	2	2’	3	3’	4
Р, бар	1,6	1,6	11	11	11	11	1,6
h, кДж/кг	388	395	438	420	260	253	253
Т, 0С	-18	-8	58	42	42	38	-18
υ, м3/кг	0,13	0,135	0,021	0,018	-	-	1,21

Изменение давлений при перегреве :

_вс=(0,05…0,1)Р₀ =0,06·1,6=0,096 бар,

_н =(0,1…0,15)P_к=0,12·11=1,32 бар.

Удельная массовая холодопроизводительность

кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества:

кг/с

Действительная объемная производительность:

м³/с

Удельная адиабатная работа компрессора:

кДж/кг

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

м³/с – теоретический объем описываемый поршнями;

где λ – коэффициент подачи.

Производительность действительного поршневого компрессора вследствие влияния мертвого пространства, гидравлических сопротивлений при всасывании и нагнетании, подогрева рабочего вещества во всасывающем тракте, утечек его через неплотности и других факторов всегда меньше, чем производительность теоретического компрессора. Для оценки потерь производительности или, иначе, объемных потерь поршневого компрессора вводится понятие коэффициента подачи.

Коэффициент подачи поршневого компрессора показывает, во сколько раз его действительная производительность меньше теоретической, и определяется соотношением

,

где , — действительная и теоретическая объемные производительности компрессора, м³/с; — действительная и теоретическая массовые производительности компрессора, кг/с.

Коэффициент подачи поршневого компрессора, зависящий одновременно от ряда факторов, представляют в виде произведения нескольких (для холодильных компрессоров обычно четырех) коэффициентов, каждый из которых учитывает влияние какого-то одного фактора.

_{д пл};

Объемный коэффициент учитывает уменьшение производительности действительного компрессора из-за расширения рабочего вещества, оставшегося в мертвом объеме, и, кроме того, из-за потерь давления при нагнетании, приводящих к тому, что процесс обратного расширения начинается при давлении, P_к более высоком, чем давление нагнетания P_н, на значение , потерь давления в нагнетательном клапане и последующем тракте.

,

где с – относительный мёртвый объём для фреоновых компрессоров , с=0,02

=(0,02…0,05) 0,02;

n_p – показатель политропы расширения при работе на фреонах; n_p=1,3.

;

Коэффициент дросселирования учитывает уменьшение производительности из-за потерь давления во всасывающем тракте и клапане, вследствие которых процесс сжатия начинается при давлении P₁ , более низком, чем давление P₀, при входе в компрессор, на значение .

;

Индикаторный коэффициент всасывания определяется как произведение двух только что найденных коэффициентов. Индикаторный коэффициент всасывания отражает ту часть потерь производительности, которая может быть определена по индикаторной диаграмме. Поэтому его иногда называют коэффициентом видимых объемных потерь.

Коэффициент герметичности учитывает уменьшение производительности из-за утечек и перетечек через уплотнения компрессора, которые так же, как и потери от подогрева являются «скрытыми» потерями.

В компрессорах простого действия неплотности поршневого уплотнения приводят к утечке рабочего вещества в картер, а в компрессорах двойного действия — к его перетечке в соседнюю полость. В обоих случаях это влечет за собой снижение производительности компрессора. Неплотности всасывающих, нагнетательных клапанов и уплотнений штоков в крейцкопфных компрессорах также вызывают снижение производительности.

Коэффициент герметичности зависит от отношения давлений и для современных холодильных компрессоров, имеющих поршневые кольца, находится в пределах

=(0,95…0,99) 0,99.

Увеличение частоты вращения компрессора вызывает повышение .

Коэффициент подогрева , оценивает уменьшение производительности компрессора из-за подогрева рабочего вещества при его движении от входного сечения всасывающего патрубка до момента закрытия всасывающего клапана. В процессе движения рабочее вещество нагревается от корпуса компрессора, всасывающего клапана, крышки, стенок цилиндра и поршня. При этом его удельный объем увеличивается и, хотя фактический объем всасываемого в цилиндр рабочего вещества остается неизменным, масса его уменьшается, а значит, уменьшается и используемый в расчетах объем, отнесенный к условиям всасывания. Эта потеря производительности является скрытой и не может быть определена из индикаторной диаграммы. Принимаем:

;

Тогда

;

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

Индикаторная мощность:

кВт,

где - индикаторный КПД:

, (b=0,0025 для R134а)

Мощность трения

кВт,

где = 40^.10³ Па – давление трения.

Эффективная мощность:

кВт

Механический КПД компрессора:

Эффективный КПД компрессора:

Холодильный коэффициент: