Файл: РГР3 юра.doc

Содержание

1. Расчет геометрических характеристик компрессора и теплообменных аппаратов

1.1 Определение эффективности мощности на валу компрессора

Мощность N_i, затрачиваемая на сжатие паров в реальном компрессоре, зависит от величины индикаторного КПД компрессора η_i и механического КПД компрессора η_м

(1)

где Т_0, Т_к – абсолютные температуры испарения и конденсации. Т₀=255º С ,

Т_к= 323º С.

Эффективный КПД компрессора

η_е= η_i∙ η_м, (2)

где η_м – механический КПД компрессора, учитывающий потери в движущихся частях кривошипно-шатунного механизма; η_м=0,85

η_е=0,85∙0,8=0,68.

Действительный холодильный коэффициент цикла

ε_д= ε_T∙η_е, (3)

ε_д=3,17∙0,68=2,15.

1.2 Расчет основных, конструктивных параметров компрессора.

Подбор поршневого компрессора

Диаметр цилиндров компрессора

(4)

где V_cp – средняя скорость движения поршня компрессора, принимается 2,5

z-количество цилиндров в компрессоре, принимаем z=2.

V_h – часавой рабочий объём, описываемый поршнями; V_h=39,6 м³/ч;

.

Ход поршня находим из соотношения S/d=0,8.

Тогда S = 0,8∙d = 0,80,075 = 0,06м.

Частота вращения принимается исходя из хода поршня

, (5)

.

По найденной величине стандартной производительности по каталогу подбираем компрессор. Из [3, ст111] выбираем компрессор 2Н-56/7,5-105/2 работающий при 1450 оборотов в минуту и имеет 2 цилиндра диаметром 75мм, ход поршня 70мм, холодопроизводительность равна 50Вт.

2 Расчет конденсатора

К основным теплообменным аппаратам холодильной машины относятся конденсатор и испаритель. По конструктивному исполнению – ребристо-трубные в форме пространственного змеевика с насаженными на него пластинчатыми ребрами с принудительной циркуляцией воздуха. Нормальная работа холодильной установки требует соответствия поверхностей конденсатора и испарителя их тепловой нагрузки.

Поверхность теплопередачи конденсатора

(6)

где K₃ – коэффициент запаса, учитывающий загрязнения поверхности осадками из хладагента и воздуха, K₃=1,1;

Q_k – часовое количество теплоты, отдаваемое хладагентом при конденсации, Q_k=11551,2Bт;

q_F – плотность теплового потока для конденсатора, q_F=300

Подача воздуха на конденсатор

(7)

где ρ_B – плотность воздуха при средней температуре в теплообменном аппарате, ρ_B=1,142

i₁, i₂ – энтальпия поступающего и выходящего из конденсатора воздуха, разность температур на входе и выходе принимается 6…10 ºС i₁=60,

i₂=70

.

Потребная мощность на валу вентилятора по конденсатору

(8)

где H_B – полный напор, H_B=700

η_P – КПД ременной передачи, η_P=0,96;

η_В – КПД вентилятора, η_В=0,6.

,

3 Расчёт испарителя

Поверхность теплопередачи испарителя

(9)

где Q_иси – тепловая нагрузка на испарителе;

Q_исп=1,1Q_op (10)

q_F – плотность теплового потока для испарителя, q_F=300 .

Q_исп=1,18788,7=9667,5Вт,

Подача воздуха на испаритель

(11)

где ρ_B – плотность воздуха при средней температуре в теплообменном аппарате, ρ_B=1,142

i₁, i₂ – энтальпия поступающего и выходящего из конденсатора воздуха, разность температур на входе и выходе принимается 6…7С, i₁= -6,

i₂= -2

.

Потребная мощность на валу вентилятора по испарителю

(12)

где К₃ – коэффициент запаса, К₃= 1,1.

.

4 Расчет трубопроводов холодильной машины

Трубопроводы холодильной машины подбирают по внутреннему диаметру d_B. Диаметры трубопроводов рассчитываем из условия неразрывности потока по объемному часовому расходу

(13)

где V₁ – удельный объем хладагента в расчетном трубопроводе при соответствующей температуре. Для всасывающего трубопровода

для нагнетательного - для жидкостного

ω_тр – скорость движения хладагента. Для всасывающего трубопровода, ω_тр=12 для нагнетательного- ω_тр=15 для жидкостного- ω_тр=1

-всасывающий трубопровод

-нагнетательный трубопровод

.

-жидкостной трубопровод

.

По таблице 19 [2] для медных труб принимаем d^вс_в= 0,032м, d^н_в=0,01м, d_ВЖ=0,008м.