Тепловой расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодильной машины

НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ МАШИНЫ

методические указания по выполнению практических занятий для студентов всех форм обучения направления подготовки 16.03.03 – Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения

Краснодар

Составители: канд. техн. наук, доц. В.И.Алешин,

канд. техн. наук, доц. М. В. Шамаров

 

Низкотемпературные машины: методические указания по выполнению практических занятий для студентов всех форм обучения направления подготовки 16.03.03 –Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения. / Сост: В.И.Алешин, М.В.Шамаров; Кубан.гос.технол.ун-т. Каф. технологического оборудования и систем жизнеобеспечения. –Краснодар, 2015. – 38с.

 

 

Даны практические рекомендации по тепловому и динамическому расчету поршневого холодильного компрессора, выбору циклов холодильных машин для различных холодильных агентов, по определению параметров характерных точек циклов и рекомендации по расчету размеров и характеристик компрессоров.

 

 

Ил. – 20, Табл. –10, Библиогр. – 8 назв.

 

Рецензенты:

канд. техн. наук, доцент кафедры ТОиСЖ КубГТУ Ю.С.Беззаботов;

инженер-проектировщик I категории ООО «Энсол» А.В.Видлога.

 

 

Содержание

Введение. Общие положения ……………………………………………………... 4

1 Тепловой расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодильной

машины ……………….…………………………………………………………..…. 5

2 Динамический расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодиль-

ной машины …………………………………………………………………………. 16

 

Введение. Общие положения

Искусственный холод получают двумя способами. Первый основан на аккумулировании естественного холода, второй — на существую­щей в природе закономерности, выражаемой вторым законом термодинамики.

Первый способ, относится к области ледяного или льдосоляного охлаждения.

Второй способ составляет основу машинного охлаждения. Машинное охлаждение осуществляют с помощью холодильных машин – устройств, осуществляющих перенос теплоты с низкого температурного уровня на более высокий температурный уровень. Промышленные холодильные машины, работающие в области уме­ренного холода, можно подразделить на три основные группы: ком­прессорные, теплоиспользующие и термоэлектрические.

Наиболее распространены компрессионные холодильные машины, которые используют для переноса теплоты механическую работу. Одним из элементов этих машин является компрессор – машина, сжимающая и перемещающая паро- и газообразное рабочее вещество.

В настоящее время наиболее распространенными являются поршневые компрессоры, поэтому на практических занятиях предлагается произвести тепловой и динамический расчет поршневого холодильного компрессора.

Дисциплина «Низкотемпературные машины» является основой для изучения дисциплины «Компрессорные машины и установки» и про­должения работы над курсовым проектом по этой дисциплине и должны соответствовать со­временному уровню достижений отечественной и зарубежной холо­дильной техники.

Принимая самостоятельные решения при проектировании, сту­дент должен использовать полученные ранее знания по изученным дис­циплинам учебного плана.

Оформление пояснительной записки и листа графической части выполняется с соблюдением действующих стандартов (ЕСКД), ГОСТов и другой нормативной документации.

 

Целью практических занятий является:

- закрепление и расширение знаний студентов по дисциплине «Низкотемпературные машины» и ряду других дисциплин обще­профессионального и специального циклов в практическом прило­жении их к расчету и проектированию поршневого компрессора;

- развитие творческих способностей и инициативы студента при реше­нии инженерно-конструкторских задач в области компрессоростроения;

- привитие студентам практических навыков по обоснованию принимаемых ре­шений, оценке существующих конструкций компрессоров и самостоятельной работе с каталогами и специ­альной научно-технической литературой.

 

 

Тепловой расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодильной машины

Исходные данные

 

Тепловой расчет компрессора выполняют, чтобы определить его объемную производительность и, соответственно, его основные размеры – диаметр и ход поршня, потребляемую им мощность, эффективную удельную холодопроизводительность.

При расчете компрессора используют следующие данные:

1) холодопроизводительность, Q₀ кВт;

2) температурный режим работы холодильной машины t₀ и t_к ⁰С;

3) частоту вращения коленчатого вала;

4) главные характеристики компрессора: тип, число цилиндров, конструкции клапанов, тип сальника, систему смазки, тип привода.

Дополнительно могут быть заданы температура переохлаждения холодильного агента и температура всасывания.

Перегрев и переохлаждение хладагента может быть либо регенеративным (для фреоновых машин), либо происходить в результате внешнего теплообмена.

В аммиачных машинах переохлаждение осуществляется водой, а перегрев паров происходит в основном во всасывающих трубопроводах. Обычно:

Dt_n = t_к - t_n = 3 … 4 ⁰С;

Dt_вс = t_вс - t₀ = 5 … 10 ⁰С.

 

Во фреоновых установках перегрев паров холодильного агента и переохлаждение жидкости перед дросселированием может происходить в регенеративных теплообменниках. Перегрев паров в теплообменниках составляет 15-30 ⁰С. Температуру жидкого холодильного агента перед дросселированием определяют по значению энтальпии из теплового баланса регенеративного теплообменника: .

При расчете герметичных, экранированных и бессальниковых компрессоров следует учесть дополнительный перегрев пара в электродвигателе (рисунок 1.3)

Dt_эл = t - t = 10…20°С (большие значения рекомендуются для малых и низкотемператур­ных компрессоров).

При расчете компрессоров этого типа необходимо обратить внимание на температуры фреона в конце сжатая (дополни­тельный перегрев пара, омывающего обмотку встроенного электро­двигателя, может привести к недопустимо высокой температуре холодильного агента на нагнетании) для R134 t₂ £ 125°C, для R22 t₂ £ 145°C. Однако для бессальниковых и гер­метичных компрессоров рекомендуется не превышать в конце сжа­тия температуру 100°С [ 4]. Если t₂ окажется выше указан­ных значений, необходимо уменьшить перегрев в регенеративном теплообменнике. Уточняют величину перегрева пара хлад­агента в электродвигателе, определяя

где Y - коэффициент, учитывающий долю тепла, идущую на подогрев хладона (остальное передается в окружающую среду).

Y = 0,3…0,6 (3) (в зависимости от условий наружного охлаждения двигателя). После этого окончательно контролируют t₂.

Для двухступенчатых холодильных машин (рисунок 1.4, 1.5 и 1.6) тем­пературы в точках 3,7,6 определяют после вычисления промежу­точного давления и соответствующей промежуточной температуры. Промежуточное давление определяют при условии минимальной работы сжатия в обеих ступенях, что имеет место при равенстве степеней сжатия в каждой ступени, отсюда p_m = .

Величину перегрева холодильного агента перед всасывани­ем в компрессор высокой ступени принимают 4…6 °С (рисунок 1.4, 1.5 и 1.6) t₃ = t_m + (4…6)⁰C.

В схемах со змеевиковым промсосудом при опреде­лении температуры холодильного агента в точке 7 следует учесть недорекуперацию в змеевике: t₇ = t_m + (3…4)⁰C.

В двухступенчатой холодильной машине с pегенеративным теплообменником (рисунок 1.6) температура в точке 7 находится по энтальпии , определяемой из уравнения теплового баланса теплообменника: .

 

1.2 Выбор схемы холодильной машины, определение параметров харак­терных точек цикла

 

Определяем степень сжатия p = Р_к/Р_о. При p < 9 для R 717 и R 22 и при p < 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
и т.д.

 

 

Массы движущихся частей

В расчетах массы движущихся частей разбиваются с помощью принципов приведения на две группы:

- m_n - массы возвратно - поступательно движущихся частей, условно сосредоточенные в центре поршневого или крейцкопфного пальца;

- m_ВР – неуравновешенные вращающиеся массы, условно сосредоточенные в центре оси шатунной шейки вала кривошипа.

К m_n относятся массы: поршня, поршневых и стопорных колец, поршневого или крейцкопфного пальца, штока, крейцкопфа, одной трети массы шатуна.

К m_ВР относятся массы: две третьих массы шатуна, шатунных шеек коленчатого вала и прилегающих частей щек, приведенных средних частей щек.

Эти массы определяются расчетом после конструктивной проработки компрессора. Позже при изготовлении они определяются взвешиванием.

На этапе проектирования массы возвратно - поступательно движущихся частей m_n, кг, могут быть определены по приближенной формуле [3]

 

m_n = 1,02 × 10^-4 × Р_r × S × (a₀+y^’/z × åb^’+x × c),

 

где Р_r – сила давления газа в мертвой точке в наиболее нагруженном ряде компрессора, Н;

a₀ – коэффициент, учитывающий массу механизма движения;

åb^’ – сумма коэффициентов, учитывающих массу поршней;

c - сумма коэффициентов, учитывающих добавочную массу штоков;

z – число ступеней в ряду компрессора;

y^’ – коэффициент использования механизма движения.

,

где Р_ВМТ, Р_НТМ – силы давления газа в мертвых точках, Н;

Р_max – максимальное значение силы давления газа в наиболее нагруженном ряду компрессора.

Если силы давления газа в рядах уравнены и во всех рядах одинаковы (Р_ВМТ = Р_НТМ = Р_max), y^’ = 1. Если в компрессоре все ступени в ряду простого действия y^’ = 0,4 ¸ 0,5. В трехступенчатых однорядных компрессорах с дифференциальным поршнем при отсутствии отбора газа y^’ = 0,8 ¸ 0,9. В компрессорах с цилиндрами двойного действия при сквозном штоке y^’ = 1, при одностороннем штоке y^’ < 1.

Значения коэффициентов a₀, b^’ даны в таблице 1. Номера ступеней в таблице указаны для компрессоров, начинающих сжатие от атмосферного давления, что следует учитывать при расчете дожимающих компрессоров.

Массы возвратно-поступательно движущихся частей компрессоров с тронковыми поршнями из алюминиевых сплавов можно определить по номограмме (рисунок 2.1) [4].

При расчете холодильных компрессоров в курсовой работе (проекте) массу m_n, кг, можно определить приближенно:

m_n = А × Y × D^2,5, [5]

где А – коэффициент массы;

Y - отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D.

Для современных компрессоров коэффициент массы в расчетных работах и курсовых проектах принять по таблице 2.2.

 

 

Таблица 2.1 - Значения коэффициентов a₀, b^’

 

Обознач. коэфф.	Наименование и характеристика частей, массу которых учитывает коэффициент	Значение коэффициента
a0   b01 b02   b1 b2 b3   b1’ b2’	Кривошипно-шатунный механизм бескрейцкопфного типа крейцкопфного типа   Поршни тронковые простого действия 1 ступень 2 ступень   Поршни дисковые двойного действия без несущей поверхности 1 ступень 2 ступень 3 ступень   Поршни дисковые двойного действия с несущей поверхностью 1 ступень 2 ступень	0,8 ¸ 1,2 3,6 ¸ 5,4   15 ¸ 18 7 ¸ 9   4,5 ¸ 6 2,0 ¸ 2,8 0,9 ¸ 1,2     5 ¸ 7 2,2 ¸ 3,5

 

 

Таблица 2.2

 

Тип компрессора; диаметр цилиндра, мм	А	Тип компрессора; диаметр цилиндра, мм	А
Непрямоточный 66 … 100 100 … 150 150 … 250		Прямоточный 50 … 100 100 … 200 Двойного действия 200 < D < 300 300 < D

 

Диаграмма крутящих моментов

 

Крутящий момент (момент сопротивления) на валу компрессора меняется вместе с изменением силы Т в зависимости от угла поворота вала. Мгновенное значение момента сопротивления многорядного компрессора

М_С^’ = åТ_i × R,

где T_i – тангенциальная сила отдельного ряда, Н.

Следовательно, суммарные диаграммы тангенциальных сил являются диаграммами крутящих моментов в соответствующем новом масштабе.

Для определения полного крутящего момента многорядного компрессора следует построить суммарную – диаграмму тангенциальных сил, нанося их на одну диаграмму, смещая одну кривую относительно другой в соответствии с величиной угла между цилиндрами и коленами вала.

На рисунке 2.13 показана диаграмма тангенциальных сил восьмицилиндрового одноступенчатого компрессора. За начало отсчета угла j принята ВТМ первого ряда. Сила Т_II второго ряда, имеющая такой же характер изменения, наносится на диаграмму со сдвигом на угол между I и II рядами a₁. Диаграммы III и IV рядов условно не показаны, чтобы не затемнить чертеж. Суммируя графически силы Т_I, Т_II, Т_III, Т_IV, получают суммарную тангенциальную силу Т_СУМ1 от четырех рядов, шатуны которых закреплены на первом колене. С учетом угла между коленами 180⁰ нанесена Т_СУМ2 от четырех рядов, шатуны которых закреплены на втором колене. Общая Т_СУМ получена путем графического сложения сил Т_СУМ1 и Т_СУМ..

Полный момент сопротивления включает и момент от силы трения вращательного движения, которая также является тангенциальной силой и создает дополнительный момент сопротивления вращению вала:

М_с = М_с^’ + R_вр × R = (Т_сум + R_вр) × R

Для расчетного режима силу трения R_ВР, Н, принимают условно постоянной и определяют по формуле:

.

Удобно учесть ее смещением оси абсцисс на величину вектора силы R_ВР.

Диаграмма тангенциальных сил (Т_сум + R_вр) показана на рисунке 2.14. Отсчет (Т_сум + R_вр) ведется от оси О^’ - j^’.

Момент средней тангенциальной силы можно рассматривать как средний вращательный момент двигателя, постоянный на протяжении одного оборота вала М_ДВ = Т_СР × R.

Значение средней тангенциальной силы Т_СР, Н, можно определить либо делением площади тангенциальной диаграммы на ее длину

,

где – F – площадь диаграммы тангенциальных сил между осью j^’ и Т_сум, см²;

m_пл – масштаб площади диаграммы, равный

m_ПЛ = m_ДЛ × m_S,

где m_S – масштаб силы, Н/см;

- масштаб длины, м/см; lg- длина диаграммы, см;

либо вычислением непосредственно из диаграммы как средней ординаты, учитывая при суммировании положительные ординаты со знаком плюс, а отрицательные - со знаком минус.

Ординату прямой Т_СР можно рассматривать как средний крутящий момент электродвигателя

М_ДВ = Т_СР × R,

а ординаты кривой å(Т_СУМ + R_ВР) – как моменты сопротивления компрессора М_с в соответствующем масштабе.

Если Т_СР найдена правильно, то на диаграмме сумма площадей участков, лежащих по одну сторону от прямой Т_СР (со знаком плюс), равна сумме площадей участков, лежащих по другую сторону средней тангенциальной силы (со знаком минус) (рисунок 2.14).

Избыточная площадь со знаком плюс показывает, какое количество энергии недодает двигатель в данный момент времени по сравнению с количеством энергии, которое необходимо компрессору для обеспечения заданного режима работы. Площадки со знаком минус показывают, какое избыточное количество энергии дает двигатель в сравнении с количеством энергии, потребляемой компрессором.

У компрессоров с некоторыми рядами наивыгоднейшее расположение кривошипов относительно друг друга и угла развала между цилиндрами можно получить после суммирования сил Т_i отдельных рядов при различных комбинациях их размещения таким образом, чтобы результирующая максимальная площадка на диаграмме сил f_max получилась наименьшей.

Если в конструкции компрессора предусматривают регулирование производительности способом, при котором изменяется индикаторная диаграмма, например, отжатием всасывающих клапанов, подключением дополнительного мертвого пространства, то необходимо построить дополнительные диаграммы тангенциальных сил для нерасчетных режимов. Наиболее благоприятный угол смещения кривошипов определяют после анализа диаграмм при полной и сокращенной производительности компрессора. Если предусматривают привод от поршневого двигателя, жестко соединенного с валом компрессора, то строят совмещенные тангенциальные диаграммы двигателя и компрессора.

Указанные случаи дополнительных построений студент выполняет в соответствии с указаниями руководителя работы (проекта).

 

 

 

 

Рисунок 2.1

 

 

Рисунок 2.2

 

 

 

Рисунок 2.3

 

 

 

 

Рисунок 2.4

 

а) – схема компрессора

б) - индикаторные диаграммы полостей сжатия;

с) - развернутая индикаторная диаграмма.

 

Рисунок 2.5

 

 

Рисунок 2.6

 

 

Рисунок 2.7

 

 

 

R_П - сила трения; Р_СУМ - поршневая сила; (П-П^’) - кривая поршневых сил;

J_П1 - сила инерции 1–го порядка; J_П2 - сила инерции 2-го порядка.

 

Рисунок 2.8

Рисунок 2.9

 

 

Рисунок 2.10

 

 

Рисунок 2.11

 

Рисунок 2.12

 

Т₁ – кривая для первого цилиндра; Т_сум1 I колена – суммарная кривая

первых четырех цилиндров; Т_сум2 II колена - суммарная кривая

вторых четырех цилиндров; Т_сум – суммарная кривая восьми цилиндров.

 

Рисунок 2.13

 

Рисунок 2.14

 

Список использованных источников

 

1. Правила устройства и безопасной эксплуатации аммиачных хо­лодильных установок. - М.: ВНИХИ, 1982.- 143 с.

2. Холодильные машины/ Под ред. д-ра техн. наук, проф. И.А.Сакуна.- Л.: Машиностроение, 1985.-511 с.

3. Френкель М.И. Поршневые компрессоры.- М.- Л.: Машиностроение, 1969.- 743 с.

4. Пластинин П.И., Автономова И.В. Динамический расчет поршневого компрессора: Учебное пособие по курсовому проектированию/ МВТУ – М.: 1980. – 46 с.

5. Вейнберг Б.С. Поршневые компрессоры холодильных машин. – М.: Машиностроение, 1968. –355 с.

6. Тепловые и конструкторские расчеты холодильных машин/ Под ред. д-ра техн. наук, проф. Н.Н.Кошкина – Л.: Машиностроение, 1976. – 464 с.

7. Холодильные компрессоры. Справочник. – М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. – 280 с.

 

НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ МАШИНЫ

методические указания по выполнению практических занятий для студентов всех форм обучения направления подготовки 16.03.03 – Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения

Краснодар

Составители: канд. техн. наук, доц. В.И.Алешин,

канд. техн. наук, доц. М. В. Шамаров

 

Низкотемпературные машины: методические указания по выполнению практических занятий для студентов всех форм обучения направления подготовки 16.03.03 –Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения. / Сост: В.И.Алешин, М.В.Шамаров; Кубан.гос.технол.ун-т. Каф. технологического оборудования и систем жизнеобеспечения. –Краснодар, 2015. – 38с.

 

 

Даны практические рекомендации по тепловому и динамическому расчету поршневого холодильного компрессора, выбору циклов холодильных машин для различных холодильных агентов, по определению параметров характерных точек циклов и рекомендации по расчету размеров и характеристик компрессоров.

 

 

Ил. – 20, Табл. –10, Библиогр. – 8 назв.

 

Рецензенты:

канд. техн. наук, доцент кафедры ТОиСЖ КубГТУ Ю.С.Беззаботов;

инженер-проектировщик I категории ООО «Энсол» А.В.Видлога.

 

 

Содержание

Введение. Общие положения ……………………………………………………... 4

1 Тепловой расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодильной

машины ……………….…………………………………………………………..…. 5

2 Динамический расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодиль-

ной машины …………………………………………………………………………. 16

 

Введение. Общие положения

Искусственный холод получают двумя способами. Первый основан на аккумулировании естественного холода, второй — на существую­щей в природе закономерности, выражаемой вторым законом термодинамики.

Первый способ, относится к области ледяного или льдосоляного охлаждения.

Второй способ составляет основу машинного охлаждения. Машинное охлаждение осуществляют с помощью холодильных машин – устройств, осуществляющих перенос теплоты с низкого температурного уровня на более высокий температурный уровень. Промышленные холодильные машины, работающие в области уме­ренного холода, можно подразделить на три основные группы: ком­прессорные, теплоиспользующие и термоэлектрические.

Наиболее распространены компрессионные холодильные машины, которые используют для переноса теплоты механическую работу. Одним из элементов этих машин является компрессор – машина, сжимающая и перемещающая паро- и газообразное рабочее вещество.

В настоящее время наиболее распространенными являются поршневые компрессоры, поэтому на практических занятиях предлагается произвести тепловой и динамический расчет поршневого холодильного компрессора.

Дисциплина «Низкотемпературные машины» является основой для изучения дисциплины «Компрессорные машины и установки» и про­должения работы над курсовым проектом по этой дисциплине и должны соответствовать со­временному уровню достижений отечественной и зарубежной холо­дильной техники.

Принимая самостоятельные решения при проектировании, сту­дент должен использовать полученные ранее знания по изученным дис­циплинам учебного плана.

Оформление пояснительной записки и листа графической части выполняется с соблюдением действующих стандартов (ЕСКД), ГОСТов и другой нормативной документации.

 

Целью практических занятий является:

- закрепление и расширение знаний студентов по дисциплине «Низкотемпературные машины» и ряду других дисциплин обще­профессионального и специального циклов в практическом прило­жении их к расчету и проектированию поршневого компрессора;

- развитие творческих способностей и инициативы студента при реше­нии инженерно-конструкторских задач в области компрессоростроения;

- привитие студентам практических навыков по обоснованию принимаемых ре­шений, оценке существующих конструкций компрессоров и самостоятельной работе с каталогами и специ­альной научно-технической литературой.

 

 

Тепловой расчет поршневого компрессора одноступенчатой холодильной машины

Исходные данные

 

Тепловой расчет компрессора выполняют, чтобы определить его объемную производительность и, соответственно, его основные размеры – диаметр и ход поршня, потребляемую им мощность, эффективную удельную холодопроизводительность.

При расчете компрессора используют следующие данные:

1) холодопроизводительность, Q₀ кВт;

2) температурный режим работы холодильной машины t₀ и t_к ⁰С;

3) частоту вращения коленчатого вала;

4) главные характеристики компрессора: тип, число цилиндров, конструкции клапанов, тип сальника, систему смазки, тип привода.

Дополнительно могут быть заданы температура переохлаждения холодильного агента и температура всасывания.

Перегрев и переохлаждение хладагента может быть либо регенеративным (для фреоновых машин), либо происходить в результате внешнего теплообмена.

В аммиачных машинах переохлаждение осуществляется водой, а перегрев паров происходит в основном во всасывающих трубопроводах. Обычно:

Dt_n = t_к - t_n = 3 … 4 ⁰С;

Dt_вс = t_вс - t₀ = 5 … 10 ⁰С.

 

Во фреоновых установках перегрев паров холодильного агента и переохлаждение жидкости перед дросселированием может происходить в регенеративных теплообменниках. Перегрев паров в теплообменниках составляет 15-30 ⁰С. Температуру жидкого холодильного агента перед дросселированием определяют по значению энтальпии из теплового баланса регенеративного теплообменника: .

При расчете герметичных, экранированных и бессальниковых компрессоров следует учесть дополнительный перегрев пара в электродвигателе (рисунок 1.3)

Dt_эл = t - t = 10…20°С (большие значения рекомендуются для малых и низкотемператур­ных компрессоров).

При расчете компрессоров этого типа необходимо обратить внимание на температуры фреона в конце сжатая (дополни­тельный перегрев пара, омывающего обмотку встроенного электро­двигателя, может привести к недопустимо высокой температуре холодильного агента на нагнетании) для R134 t₂ £ 125°C, для R22 t₂ £ 145°C. Однако для бессальниковых и гер­метичных компрессоров рекомендуется не превышать в конце сжа­тия температуру 100°С [ 4]. Если t₂ окажется выше указан­ных значений, необходимо уменьшить перегрев в регенеративном теплообменнике. Уточняют величину перегрева пара хлад­агента в электродвигателе, определяя

где Y - коэффициент, учитывающий долю тепла, идущую на подогрев хладона (остальное передается в окружающую среду).

Y = 0,3…0,6 (3) (в зависимости от условий наружного охлаждения двигателя). После этого окончательно контролируют t₂.

Для двухступенчатых холодильных машин (рисунок 1.4, 1.5 и 1.6) тем­пературы в точках 3,7,6 определяют после вычисления промежу­точного давления и соответствующей промежуточной температуры. Промежуточное давление определяют при условии минимальной работы сжатия в обеих ступенях, что имеет место при равенстве степеней сжатия в каждой ступени, отсюда p_m = .

Величину перегрева холодильного агента перед всасывани­ем в компрессор высокой ступени принимают 4…6 °С (рисунок 1.4, 1.5 и 1.6) t₃ = t_m + (4…6)⁰C.

В схемах со змеевиковым промсосудом при опреде­лении температуры холодильного агента в точке 7 следует учесть недорекуперацию в змеевике: t₇ = t_m + (3…4)⁰C.

В двухступенчатой холодильной машине с pегенеративным теплообменником (рисунок 1.6) температура в точке 7 находится по энтальпии , определяемой из уравнения теплового баланса теплообменника: .

 

1.2 Выбор схемы холодильной машины, определение параметров харак­терных точек цикла

 

Определяем степень сжатия p = Р_к/Р_о. При p < 9 для R 717 и R 22 и при p < 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
и т.д.