Цикл работы холодильной машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

1.Тепловой расчет цикла

Изобразим цикл работы холодильной машины в диаграмме.

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

Т1 = Т0 + ТВС

ТВС = () - для аммиачных холодильных машин, работающих без регенеративного теплообменника.

ТВС = () - для фреоновых холодильных машин, работающих без регенеративного теплообменника и с регенеративным теплообменником.

T1' - T1'' = 10К - перегрев пара в электродвигателе.

Для холодидьных машин, работающих без регенеративного теплообменника, переохлаждение пара составляет 35К.

Исходные данные для расчета:

Холодопроизводительность Qо, кВт
Температура:
Кипения, То
Конденсации, Тк
Рабочее вещество

Для определения параметров жидкости на выходе из регенеративного теплообменника (точка 3') воспользуемся тепловым балансом регенеративного теплообменника.

, кДж/кг

Значение параметров узловых точек теоретического цикла холодильной машины сводим в таблицу.

Таблица 1.1 Параметры узловых точек.

Параметры	Узловые точки
	1	1lll	1ll	1l	2	2l	3	3l	4
Р, МПа
h, кДж/кг
Т, К
, м3/кг

Удельная холодопроизводительность:

- при перегреве в регенеративном теплообменнике:

, кДж/кг;

- при перегреве в испарителе (во всасывающем трубопроводе):

, кДж/кг.

Удельная теплота конденсации:

qK = h2 - h3 - для аммиачных и фреоновых холодильных машин, работающих без регенеративного теплообменника;

qK = h2 - h3' - для фреоновых холодильных машин, работающих с регенеративным теплообменником.

Действительная массовая производительность:

, кг/с

Действительная объемная производительность:

, м3/с

Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора

, м3/с

где ?п - коэффициент подачи

,

где - коэффициент, зависящий от наличия «мертвого» объема:

,

где с - относительный «мёртвый» объём:

=(0,02…0,05);

- потери давления в нагнетательном клапане:

= (0,050,07)РК - для аммиачных холодильных машин;

= (0,10,15)РК - для фреоновых холодильных машин;

np - степень политропы расширения пара из мертвого пространства:

np = 0,951,1 - для аммиачных компрессоров;

np = 0,91,05 - для фреоновых компрессоров;

- коэффициент, зависящий от депрессии (от потерь давлений в клапанах):

,

- потери давления во всасывающем клапане:

= (0,030,05)Р0 - для аммиачных холодильных машин;

= (0,050,1)Р0 - для фреоновых холодильных машин;

- температурный коэффициент, учитывающий подогрев пара в компрессоре:

;

- коэффициент плотности, учитывающий утечки и перетеки пара, пл = 0,95…0,99

Удельная адиабатная работа компрессора:

, кДж/кг

Адиабатная мощность компрессора:

, кВт

Холодильный коэффициент:

.

2. Разработка компрессора

2.1 Расчёт основных параметров компрессора

В настоящее время идет тенденция к увеличению быстроходности компрессоров. В связи с этим в большинстве случаев проектируются соединения вала электродвигателя с валом компрессора посредством муфты.

Промышленностью выпускаются электродвигатели с частотой вращения 50 с-1 (3000 об/мин), 24,3 с-1 (1460 об/мин), 16 с-1 (960 об/мин).

Если при проектировании предполагается соединение коленчатого вала и вала электродвигателя через муфту, то первоначально необходимо задаться стандартной частотой вращения вала электродвигателя nэл, после чего провести расчет параметров.

Ход поршня компрессора:

,

где Кi - параметр удельных сил инерции, Кi = 1645.

Средняя скорость поршня:

,

где - допустимая средняя скорость поршня, = 24,5 м/с.

Диаметр цилиндра (поршня):

,

где - отношение хода поршня к диаметру цилиндра:

= 0,60,8 - для бескрейцкопфных компрессоров,

= 0,80,9 - для крейцкопфных компрессоров.

Количество цилиндров в компрессоре:

Полученное значение Z необходимо округлить до ближайшего целого четного числа.

В случае, если при проектировании предполагается соединение коленвала с электродвигателем через ременную передачу или какой-либо редуктор, то расчет необходимо начать с принятия количества поршней компрессора.

Диаметр цилиндра (поршня) компрессора:

,

где Z - количество цилиндров, Z = 28.

Ход поршня:

Частота вращения вала компрессора:

Средняя скорость поршня:

,

где - допустимая средняя скорость поршня, = 24,5 м/с.

Передаточное число передачи:

,

- стандартная частота вращения вала электродвигателя.

Теоретический объем, описываемый поршнями:

, м3/с

Для нормальной работы холодильной машины необходимо соблюдение следующего условия:

При невыполнении условия необходимо вновь произвести расчет, изменив параметры Кi, , n или Z в допустимых пределах.

Индикаторная мощность:

кВт,

где - индикаторный коэффициент

Мощность трения

 кВт,

где кПа - удельное давление трения.

Эффективная мощность:

кВт

Электрическая мощность трения:

,

где - КПД электродвигателя;

- КПД передачи.

Эффективный холодильный коэффициент (для сальниковых компрессоров):

Электрический холодильный коэффициент (для бессальниковых компрессоров):

.

2.2 Конструктивный расчёт основных узлов и деталей компрессора

2.2.1 Разработка поршня

В поршневых компрессорах поршни могут быть тронковые, дисковые и дифференциальные. В современных холодильных поршневых компрессорах используются преимущественно тронковые проходные (в прямоточных компрессорах) и непроходные (в непрямоточных компрессорах) поршни. Материалом для изготовления поршней являются чугун и алюминиевые сплавы.

Толщина стенки поршня:

где Dц - диаметр цилиндра (поршня).

Толщина днища поршня:

.

Высота непроходного поршня:

.

Высота проходного поршня определяется после размещения уплотнительных и маслосъемных колец, всасывающего окна и всасывающего клапана.

Расстояние от нижней кромки поршня до оси поршневого пальца:

- для непроходного поршня:

;

- для проходного поршня:

.

Поршневой палец. Материалом для изготовления поршневых пальцев служат углеродистые и легированные стали.

Наружный диаметр поршневого пальца:

,

Внутренний диаметр поршневого пальца:

,

Длина шатунного подшипника или расстояние между бобышками поршня:

,

Длина поршневого пальца:

,

Поршневые кольца. К поршневым кольцам относятся уплотнительные (компрессионные) и маслосъемные. Кольца изготавливаются из высококачественных перлитных чугунов, а также из неметаллических сплавов со специальными стальными экспандерами.

Радиальная толщина поршневого кольца:

,

Высота поршневого кольца:

,

Количество уплотнительных колец выбирается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала:

Таблица 2.2 - Выбор количества уплотнительных колец

nв, с-1	8-12	12-16	16-24	Более 24
Кол-во колец, шт	4	3	2	1

Маслосъемные кольца (одно или реже два) в непроходных поршнях устанавливаются между уплотнительными кольцами и поршневым пальцем. В проходных поршнях маслосъемное кольцо, как правило, располагают у нижней кромки поршня. Перед маслосъемными кольцами на поршне делают кольцевые проточки с несколькими радиальными сверлениями по окружности для стока масла внутрь поршня.

Расстояние между кольцами:

,

2.2.2 Разработка цилиндров

В компрессорах небольшой производительности выполняют литые цилиндры совместно со съемной головкой. В средних и крупных компрессорах приеняются сменные гильзы цилиндров. Материалами цилиндров могут быть чугуны различных марок.

Толщина стенки цилиндра:

,

Высота цилиндра непрямоточного компрессора определяется условием выхода поршня из цилиндра на расстояние не более 15-20% его высоты.

,

Высота цилиндра прямоточного компрессора должна быть такой, чтобы при положении поршня в нижней мертвой точке маслосъемное кольцо не выходило за кромки цилиндра.

2.2.3 Разработка шатуна

Стержень шатуна в большинстве случаев имеет двутавровое сечение. Поршневая головка выполняется неразъемной с запрессованной в ней бронзовой втулкой. Кривошипная головка делается, как правило, разъемной с косым или прямым разъемом. Для снижения трения в нижнюю головку устанавливаются баббитовые или бронзовые полувкладыши. Шатуны выполняются из углеродистых или легированных сталей.

Внутренний диаметр втулки в верхней головке шатуна:

,

Наружный диаметр втулки или внутренний диаметр верхней головки шатуна:

,

Наружный диаметр верхней головки шатуна:

,

Внутренний диаметр вкладышей нижней головки шатуна для косого разъема:

,

Внутренний диаметр кривошипной головки шатуна или наружный диаметр полувкладыша:

,

Наружный диаметр нижней головки шатуна:

,

Длина шатуна или расстояние между осями головок:

,

Окончательная длина шатуна, выполняется при выполнении чертежа, учитывая следующие условия:

1 При максимальном угле отклонения оси шатуна от оси цилиндра, шатун не должен касаться поршня или цилиндра. Зазор должен быть равным не более 3мм.

2 Между противовесом и нижней кромкой поршня должен оставаться зазор не более 5мм.

Толщина верхней головки шатуна:

,

Толщина нижней головки шатуна:

,

Шатунные болты. Шатунные болты изготавливаются из высокопрочных сталей.

Расстояние между осями болтов:

, м.

Диаметр шатунного болта конструктивно лежит в пределах:

В большинстве компрессоров средняя часть болтов делается тоньше:

, м,

2.2.4 Расчет коленчатого вала

Материалом для изготовления коленчатых валов служат высококачественные углеродистые стали марок 40 и 45 или легированная сталь марки 40Х.

Диаметр шатунной шейки коленчатого вала:

,

Длина шатунной шейки коленчатого вала:

,

где Z - количество цилиндров,

Толщина галтели коленчатого вала:

,

Ширина галтели:

,

Диаметр коренной шейки:

,

Длина коренной шейки:

,

Толщина буртика шатунной шейки принимается равной:

, мм.

2.3 Расчет газового тракта компрессора

Газодинамический расчет проводят с целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта, в том числе и в клапанах.

Газодинамические потери в тракте компрессора в значительной мере влияют на холодопроизводительность и затраты мощности. Исходя из допустимых средних скоростей пара в элементах газового тракта определим площади проходных сечений всасывающего и нагнетательного патрубков и клапанов компрессора.

Диаметр всасывающего патрубка компрессора Dвс , м:

,

где Vт - теоретический объем, описываемый поршнями;

? - коэффициент подачи компрессора;

?вс - принятая скорость пара во всасывающем патрубке (см. табл. № ), м/с.

Таблица № - Скорости пара (м/с) в проходных сечениях компрессора

Проходное сечение	Холодильный агент
	R717	R22, R404A, R142B, R134A, R600A, R502
Всасывающий патрубок (вентиль)	20 - 25	12 - 20
Каналы в электродвигателе	-	22 - 30
Окна в цилиндрах	15 - 20	10 - 15
Всасывающий клапан: седло и розетка щель	25 - 30 40 - 60	17 - 25 25 - 40
Нагнетательный клапан: седло и розетка щель	30 - 35 40 - 60	25 - 35 25 - 35
Нагнетательный патрубок (вентиль)	25 - 30	17 - 25

Примечание: для низкотемпературных компрессоров (t0 < -25 ?C) значения рекомендуемых скоростей надо умножить на коэффициент , где ? - отношение внешних давлений.

Принимаем Dвс в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ?вс по формуле

,

Определяем диаметр нагнетательного патрубка компрессора Dн , м:

,

где ?2 - удельный объем пара на нагнетании, м3/кг;

?н - принятая скорость пара в нагнетательном патрубке (см. табл. № ), м/с;

?1 - удельный объем пара на всасывании в компрессор, м3/кг.

Принимаем Dн в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ?н по формуле

,

Площадь поршня Fп , м2 определяется по формуле

,

Расчет клапанов.

При движении рабочего вещества через клапан вследствие гидравлических сопротивлений возникают потери, которые могут достигать одной трети мощности, подводимой к валу компрессора. Уменьшить эти потери можно, либо увеличив проходные сечения клапана, либо разместив на цилиндре компрессора большее число клапанов.

При выборе конструкции клапанов руководствуемся обеспечением максимальных проходных сечений при малых мертвых объемах заключенных в полостях розеток всасывающих и седел нагнетательных клапанов.

Проходные сечения в клапанах определяем из условия сплошности потока

,

где сm - средняя скорость поршня, м/с;

f - площадь проходного сечения, м2;

- принятая скорость пара в сечении клапана, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Кольцевой клапан

Площадь проходного сечения щели всасывающего кольцевого клапана , м2:

,

где сm - средняя скорость поршня, м/с;

- принятая скорость пара в щели всасывающего клапана (см. табл. № ) , м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Пластина кольцевого всасывающего клапана расположена периферийно относительно гильзы цилиндра.

Внутренний диаметр пластины dвн , м:

,

где h - принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011?0,0015м).

Площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана , м2 :

,

где - принятая скорость пара в отверстиях седла всасывающего клапана (см. табл. № );

сm - средняя скорость поршня, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Диаметр и количество отверстий определяют из уравнения, заранее приняв количество отверстий n:

, м2

Диаметр отверстий dотв , м:

,

Полосовой клапан

Площадь проходного сечения в щели полосового всасывающего клапана , м2 , размещенного в крышке цилиндра:

,

где - стрела прогиба пластины, м;

- свободный подъем пластины, м;

n - число пластин;

l - длина пластины, м.

Скорость пара в щели полосового всасывающего клапана , м/с:

,

где сm - средняя скорость поршня, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Скорость пара в седле полосового всасывающего клапана , м/с:

,

где dотв - диаметр отверстия в седле полосового всасывающего клапана, м;

n - количество отверстий.

Пятачковый клапан

Площадь проходного сечения в отверстиях седла пятачкового клапана , м2 :

 ,

где - рекомендуемая скорость пара в седле пятачкового клапана, м/с (см. табл. № )

сm - средняя скорость поршня, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Площадь проходного сечения в щели пятачкового клапана , м2 :

,

где - рекомендуемая скорость пара в щели пятачкового клапана, м/с (см. табл. № )

сm - средняя скорость поршня, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Диаметр пятачковой пластины, м:

,

где hп - высота подъема пластины, м. Рекомендуется принимать в пределах hп = 0,011- 0,015 м.

Выбираем клапан, в котором скорость пара в щели и седле ниже, что позволяет снизить газодинамические потери.

В качестве нагнетательного клапана выбираем одноканальный клапан, размещенный в крышке цилиндра. Для уменьшения мертвого объема в седле клапана выполнена расточка под кольцевой буртик-вытеснитель торцовой поверхности поршня.

Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана , м2 :

,

где - принятая скорость пара в щели нагнетательного клапана (см. табл. № ) , м/с;

Средний диаметр кольцевой пластины dcp , м:

,

где h - принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011?0,0015м), м.

Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана , м2:

,

где где- принятая скорость пара в седле нагнетательного клапана (см. табл. № ) , м/с.

Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана m, м:

,

где rср - средний радиус кольцевого канала, м.

Уточняем скорость пара в седле нагнетательного клапана , м/с:

,

Строим зависимость изменения скоростей пара по газовому тракту компрессора (рис. ).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. - Изменение скорости пара по газовому тракту компрессора.

Определим гидравлические потери в элементах и газовом тракте компрессора в целом.

Гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора , МПа:

,

где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля;

вс - принятая скорость пара во всасывающем патрубке, м/с;

= - плотность пара хладагента на всасывании в компрессор, кг/м3;

- удельный объем пара хладагента на всасывании в компрессор, м3/ кг.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора , МПа:

,

где - коэффициент местного сопротивления проходного вентиля (= 4,08,0);

рн = - плотность пара хладагента на нагнетании, кг/м3;

- удельный объем пара хладагента на нагнетании, м3/ кг.

Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана Фвс кл , она определяет пропускную способность клапана и представляет собой площадь некоторого условного отверстия, через которое рабочее вещество движется без гидравлических потерь, а весь перепад давлений расходуется на увеличение его кинетической энергии. Фвс кл , м2 определяется по формуле

Фвс кл = ,

где - коэффициент расхода щели;

щ.н.к - Коэффициент местного сопротивления кольцевых всасывающего и нагнетательного клапанов, принимаем щ.н.к = 2.

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане , м/с:

,

где сm - средняя скорость поршня, м/с;

Fп - площадь поршня, м2.

Скорость звука в хладагенте на всасывании , м/с:

,

где k - показатель адиабаты (см. приложение № );

R - газовая постоянная, Дж/(кг*К) (см. приложение № );

Твс - температура на всасывании пара хладагента, К.

При проектировании клапанов необходимо обеспечить условие критерия скорости потока: Мкл < 0,25

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

Гидравлические потери во всасывающем клапане , МПа:

,

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана , м2:

,

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане , м/с:

,

Скорость звука в хладагенте на нагнетании ?н , м/с:

?н = ,

где k - показатель адиабаты (см. приложение № );

R - газовая постоянная, Дж/(кг*К) (см. приложение № );

Тн - температура нагнетания пара хладагента, К.

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане

Гидравлические потери в нагнетательном клапане , МПа:

,

Гидравлические потери на стороне всасывания , МПа:

,

Гидравлические потери на стороне нагнетания ,МПа:

 ,

Основные потери давления в поршневом компрессоре наблюдаются во всасывающем и нагнетательном патрубках и клапанах. Выбор оптимальных площадей проходных сечений газового тракта при оптимальных скоростях холодильного агента позволяет снизить потери давления.

Приложение № - Физические свойства холодильных агентов

Номер хладагента R	Химическое название	Химическая формула	Газовая постоянная Дж/ (кг К)	Показатель адиабаты
11 12 12B1 13 13B1 22 23 113 114 115 500 502 744	Фтортрихлорметан Дифтордихлормеган Дифторбромхлорметан Трифторхлорметан Трифторбромметан Дифторхлорметан Трифторметан Трифтортрихлорэтан Тетрафтордихлорэтан Пентафторхлорэтан R12 (73,8%) + R152a (26,2%) R22 (48,8%) + R115 (51,2%) Углекислый газ	CCl3F ССl2F2 CBrClF2 СС1F3 СВгF3 CHC1F2 СНF3 CC12FCC1F2 CC1F2CC1F2 CC1F3CF2 CC12F2/CH3CHF2 CHC1F2/CC1F2CF3 СO2	60,5 68,64 79,64 55,9 96,2 118,76 44,44 48,64 53,84 83,75 74,52 189	1,14 1,16 1,31
30 40 160 611 717 764 1130 142 134а 143	Метилен хлористый Метил хлористый Этил хлористый Метил формат Аммиак Двуокись серы Дихлорэтилен	СН2Сl2 СН3С1 С2Н5С1 С2Н4O2 NH3 SO2 СНС1-СНС1 C2H3F2Cl CF3CH2F С2H3F3	978,6 164,7 128,9 138,6 488,3 129,8 85,8 82,74 81,49 98,93	1,31 1,27 1,14
170 290 600 600a 1150 1270	Этан Пропан Бутан Изобутан Этилен Пропилен	С2Н6 С3Н8 С4Н10 СН(СН3)3 С2Н4 С3Н6	276,5 188,6 143,2 143,2 296,1 197,7	1,20 1,16 1,10 1,11 1,26 1,16

Приложение № - ГОСТ 8734-82 Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные

Условный проход трубы dy , мм	Наружный диаметр dн, мм	Внутренний диаметр dвн , мм	Площадь поперечного сечения fтр *103 , м2	Масса 1 м, кг
10 16 20 25 32 40 50 70 80 100 125 150 200	14 18 25 32 38 45 57 76 89 108 133 159 219	10,8 14,8 21,8 28 34 40 50 69 82 100 125 150 205	0,09 0,17 0,37 0,62 0,91 1,26 1,96 3,74 5,28 7,85 12,3 17,7 33,0	0,49 0,65 0,92 1,48 1,78 2,62 4,62 6,26 7,38 10,26 12,73 17,15 36,60

Динамический расчет компрессора.

Динамический расчет проводят для определения сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм компрессора в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Результаты динамического расчета служат основой для определения необходимого махового момента маховика, расчета противовесов, определения неуравновешенных сил, действующих на фундамент, прочностных расчетов деталей компрессора, расчета подшипников на износ, а также для проектирования системы смазки.

Динамический расчет включает в себя:

а. построение индикаторной диаграммы;

б. построение диаграммы суммарной силы, действующей по оси цилиндра;

в. построение диаграммы тангенциальных сил;

г. построение диаграммы радиальных сил

а. Построение индикаторной диаграммы.

Известны аналитический и графический методы построения расчетных индикаторных диаграмм.

Аналитический метод построения линий сжатия и обратного расширения основан на использовании уравнения политропы yxn=const, где x и y - коэффициенты точек политроп сжатия и обратного расширения; n - показатель политропы. Этот метод обычно используют для рабочих веществ, параметры состояния которых значительно отклоняются от законов для идеального газа.

Графический метод построения по способу Брауэра основан на уравнении (tg?+1)n= tg?+1. устанавливающем cвязь между координатами определенных политропы и разностями координат этих точек.

Индикаторная диаграмма строится в системе координат S, PyFп. По оси абсцисс в принятом масштабе откладываем значения мертвого пространства:

м и хода поршня S. По оси ординат в масштабе откладываем силы от давления пара на поршень.

Силы от давлений:

П=Р* Fп

П - силы от давления пара на поршень, Н;

Fп - площадь поршня, м2;

Р - давление газа на поршень, Па.

Сила от давления всасывания:

Пвс = Рвс • Fп, Н

Сила от давления кипения:

По = Ро • Fп, Н

Сила от давления нагнетания :

Пн = Рн • Fп, Н

Сила от давления конденсации:

Пк = Рк •Fп, Н

При построении политроп сжатия и обратного расширения необходимо провести вспомогательный луч из начала координат под произвольным углом ? к оси абсцисс (рекомендуется ?=10?15?) и задаться значениями показателей политроп сжатия nc и обратного расширения nр.

Для хладоновых компрессоров значеня политроп сжатия nc и обратного расширения nр, принимают:

nc=1,05?1,1

nр=1,0 ?1,05

Для аммиачных компрессоров значения политроп сжатия nc и обратного расширения nр, принимают:

nc=1,2?1,25

nр=1,1?1,15

Для построения точек политропы сжатия используются вспомогательные лучи, проведенные из начала координат под углом ?с к оси ординат, а для политропы расширения - луч, проведенный под углом ?р.

Угол вспомогательного луча ?с для политропы сжатия находим из уравнения

;

Для политропы расширения:

;

Порядок построения следующий: из точки с координатами (S+S0); Р0·F0 опускают перпендикуляр h на ось абсцисс, из полученной точки под углом 45? к оси абсцисс проводят линию до пересечения с вспомогательным лучом (?), Из точки g надо восстановить перпендикуляр. Затем из точки проводят горизонталь до пересечения с лучом (?с). Из полученной точки под углом 45? к оси ординат проводят прямую до пересечения с осью ординат. Из полученной точки проводят горизонталь до пересечения в точке е с перпендикуляром, восстановленным из точки g. Точка е лежит на политропе сжатия.

Последовательное повторение приведенного построения позволит получить политропу сжатия.

Порядок построения политропы расширения аналогичен. Начинают построения из точки с координатами S0;Рк·Fп опускают перпендикуляр на ось ординат, из полученной точки под углом 45? к оси ординат проводят линию до пересечения с лучом (?р). Из этой точки надо восстановить перпендикуляр к оси ординат. Затем из точки проводят вертикаль до пересечения с лучом (?). Из полученной точки под углом 45? к оси абсцисс проводят прямую до пересечения с осью абсцисс. Из полученной точки проводят вертикаль до пересечения в точке f с перпендикуляром, восстановленным от луча (?р). Точка f лежит на политропе расширения.

Последовательное повторение приведенного построения позволит получить политропу расширения.

б. Построение диаграммы суммарной силы, действующей по оси цилиндра.

Диаграмма суммарной силы получается в результате графического суммирования газовой силы, силы инерции от масс, движущихся возвратно-поступательно, и силы трения поступательно движущихся частей.

Чтобы построить линию газовой силы на диаграмме суммарной силы надо развернуть индикаторную диаграмму. Координату на индикаторной диаграмме, соответствующую некоторому углу поворота вала, находят следующим образом.

На ходе поршня как на диаметре строят полуокружность. Из центра окружности , под углом к осипроводится прямая до пересечения с полуокружностью, а из точки пересечения - параллельная оси ординат до пересечения с осью . Точка пересечения соответствует ходу поршня .

При построении диаграммы суммарной силы по оси абсцисс откладывается двойной ход поршня S. Левая половина диаграммы показывает силы при ходе поршня к валу (=0180), правая - при обратном ходе (=180360). Положения поршня, соответствующее углу поворота кривошипа , находится при помощи построения по способу Брикса. Для этого от центра О окружности с диаметром, равным ходу поршня в масштабе длин, в сторону точки, соответствующей 180,откладывается отрезок:

ОО' = , м

где ? - отношении радиуса кривошипа к длине шатуна:

? = r/Lш = 0,5*S/Lш

r - радиус кривошипа, м;

Lш - длинна шатуна, м;

S - ход поршня, м.

Считывая значения газовой силы, соответствующие последовательным углам поворота вала, переносят эти значения на диаграмму суммарной силы. На эту же диаграмму наносятся силы инерции и силы трения.

Суммарная сила, действующая в направлении оси цилиндра:

Рi= Пi+Ini+Rтpi, Н

где Пi - сила от давления пара на поршень;

Rтpi - cила трения;

I ni - сила инерции;

Ini = In1+In2= -mn•r•?2• cos a - mn•r• ?2•?•cos2a

где - mn - масса поступательно движущихся частей

mn= mпор+1/3•mшат ,кг

где - mпор масса поршня;

mшат - масса шатуна.

Расчет массы поршня:

,

где - объем поршня;

- плотность материала из которого изготовлен поршень;,

.

Рисунок к расчету массы поршня

Объем цилиндра без внутренней части:

,

где - объем цилиндра;

- объем внутренней части.

,

,

,

,

Расчет массы шатуна:

,

где - объем шатуна;

- плотность материала из которого изготовлен шатун, кг/м3,

,

где - объем верхнего цилиндра;

- объем верхнего отверстия;

- объем нижнего цилиндра;

- объем нижнего цилиндра;

- объем шатунной шейки.



Рисунок к расчету массы шатуна

,

,

,

, ,

Силу трения поступательно движущихся частей полагают постоянной и меняющей знак в мертвых точках.

Rтрi=,Н

где - N mp - мощность трения:

N mp = Pi mp•Vт ,кВт

где - Pi m Па - давление трения.

Сила инерции первого порядка:

In1= - mn•r•?2•cos a. ,Н

Сила инерции второго порядка:

In2= -mn•r•?2•?•cos2a, Н

где r ,м- половина хода поршня:

? - угловая скорость вращения;

где n - частота вращения вала, .

Результаты расчета сводятся в таблицу.

?,?	cos?	?·cos2?	, Н	, Н	, Н	П,Н	Р,Н
0
15
…



в.Построение диаграмм тангенциальных и радиальных сил.

Тангенциальную силу для одного цилиндра рассчитываем на основе полученных выше значений суммарной свободной силы для 24 положений кривошипа.

Значения функций Sin(?+?)/cos ? = f (?;?), могут быть определены с помощью уравнений sin ?=?·sin ? и cos ?=.

Влияние силы трения вращающихся частей Rвр компрессора учитывают смещением начала отсчета ординат суммарной кривой тангенциальных сил от оси абсцисс на отрезок ОО', равный в масштабе сил диаграммы значению силы Rвр :

Rвр =0,35 Nтр/Cm

Среднее значение суммарной тангенциальной силы определяем планиметрированием площади под кривой ?Рt + Rвр. Частное от деления полученной площади на длину диаграммы (0-360) дает ординату Ptср. Менее точно среднее значение суммарной тангенциальной силы Ptср находят делением суммы 24 ординат, взятых на диаграмме, на их количество.

Кривая суммарных тангенциальных сил является кривой моментов, противодействующих вращению вала: . Площадки f1 и f2 между прямой Ptср и кривой суммарной тангенциальной силы характеризуют неравномерность нагрузки на двигатель. Площадки под прямой Ptср принято считать отрицательными, над прямой - положительными.

При точном определении Ptср алгебраическая сумма всех площадок должна равняться нулю. По наибольшей площади f1 или f2 рассчитывается маховик.

В координатах Рt, ? строим кривую тангенциальных сил для одного цилиндра. Затем, последовательно смещая по углу поворота кривошипа кривую тангенциальных сил одного цилиндра на угол развала между рядами компрессора, строим кривые тангенциальных сил для всех цилиндров Рt1 - Рti. Кривую суммарной тангенциальной силы получаем сложением ординат всех кривых тангенциальных сил.

Результаты расчета тангенциальных сил сводятся в таблицу

?,?	Р,Н		Рt,Н	?,?	Р,Н		Рt,Н
0				180
15				195
…				…
180				360

Диаграмма радиальных сил строится в координатах Рr ,?.

Pr= P,Н,

Pr - радиальная сила.

Значения функций cos (?+?)/cos ? = f (?;?), могут быть определены с помощью уравнений sin ?=?·sin ? и cos ?=.

В радиальном направлении на кривошип кроме силы Рr действуют постоянные по величине силы инерции I ш.ш. от массы части шатунной шейки, приходящейся на один шатун, и от вращающейся части шатуна I ш.вр.:

Iш.ш.= mш.ш.•r•?2

mш.ш. = (?•d2•lш.ш.•?)/(4•i), (кг)

где m ш.ш.- масса шатунной шейки;

lшш ,м - длина шатунной шейки;

lшш=;

dш.ш. ,м - диаметр шатунной шейки;

i - число шатунов на одной шатунной шейке;

? ,кг/м3- плотность материала коленчатого вала;

Сила инерции от вращающейся части шатуна I ш.вр:

Iш.вр =mш.вр.•r•?2

где mш.вр = 2/3 mш.ш , кг - . масса вращающейся части шатуна.

Результирующая сила, действующая на шатунный подшипник,

Р'r =Pr - Iш.вр

Результирующая сила, действующая на вал компрессора,

Р''r =Pr - (I i ш.ш.+ Iш.вр)

Так как силы I ш.ш. и I ш.вр постоянны по величине и имеют отрицательный знак (направлены от оси вращения вала), для определения значений Р'r на диаграмме радиальных сил переносим ось абсцисс на величину I ш.вр. Для определения Р''r - на величину I ш.ш. + I ш.вр в сторону положительных значений ординаты.

Результаты расчета радиальных сил сводятся в таблицу

?,?	Р,Н		Рr,Н	?,?	Р,Н		Рr,Н
0				180
15				195
…				…
180				360

Уравновешивание

На опоры коленчатого вала, корпус и раму компрессора передаются неуравновешенные силы и моменты, вызывая вибрацию, дополнительные нагрузки на детали компрессора и расход мощности на колебания. Анализ сил, действующих в компрессоре, показывает, что силы от давления пара, приложенные одновременно к поршню и крышке цилиндра, замыкаются внутри компрессора и на раму не передаются, силы инерции , а в многорядных и моменты от этих сил могут быть неуравновешенными.

При проектировании компрессора путем выбора схем расположения кривошипов коленчатого вала и цилиндров, подбора противовесов стремятся обеспечить условия, при которых суммарные силы инерции , а также моменты этих сил были равны нулю. С учетом сил инерции высоких порядков ввиду необходимости значительного усложнения конструкции полное уравновешивание конструкции практически неосуществимо.

Наиболее распространенные компоновки современных холодильных компрессоров представлены на рис. . Во всех приведенных компоновках угол между кривошипами составляет 180? , и , а также для 1, 2 и 4 компоновок равны нулю. Суммарные силы , имеющие различные для рассматриваемых компоновок амплитуду и направление, не уравновешиваются; могут быть уравновешены двумя противовесами (по одному у каждого колена) с массой, приведенной к радиусу кривошипа,

.



Рисунок - Современные компоновки поршневых холодильных компрессоров средней производительности

Суммарный момент сил инерции первого порядка, действующий в плоскости колен и постоянный по величине в компоновках 2, 4, может быть уравновешен двумя противовесами с массой, приведенной к радиусу кривошипа . В компоновке 3 , . В компоновке 1 суммарный неуравновешенный момент сил инерции первого порадка .

Расчет уравновешивания заключается в определении необходимой массы противовесов.

В бессальниковых компрессорах снижение степени неравномерности вращения достигается размещением на валу компрессора ротора электродвигателя.

Проведем расчет в обратной последовательности, т.е. по спроектированному маховику и известной избыточной работе определим степень неравномерности вращения вала. По этим характеристикам определим массу ротора , кг:

,

где жел - плотность железа (жел=7860 кг/м3);

В сальниковых компрессорах снижение степени неравномерности вращения достигается установкой маховика или эластичной муфты.

После выбора компоновки компрессора и коленчатого вала с углом развала между кривошипами 1800 определяем массу противовеса , кг приведенную к радиусу кривошипа:

,

где - часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции первого порядка, кг;

- часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции неуравновешенных вращающихся масс, кг.

Первую составляющую массы противовеса , кг определяем по формуле

где - масса поступательно движущихся частей, кг;

- расстояние между серединами колен, м;

- расстояние между противовесами, м.

К неуравновешенным вращающимся массам, кроме массы шатунной шейки и массы вращающейся части шатуна , относится масса неуравновешенной части щеки , кг , которая определяется по формуле

где - плотность материала коленчатого вала, кг/м3;

- объем неуравновешенной части щеки, м3.

Неуравновешенная вращающаяся масса, приведенная к радиусу кривошипа , кг , определяется по формуле

где - число шатунов на шатунной шейке;

- масса части шатунной шейки, приходящейся на один шатун, кг:

где - диаметр шатунной шейки коленчатого вала, м;

- длина шатунной шейки коленчатого вала, м

- масса вращающейся части шатуна, кг;

r - половина хода поршня, м;

- радиус инерции щеки, м.

Часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции неуравновешенных вращающихся масс , кг:

Затем определяем массу противовеса , кг:

где - радиус инерции противовеса, м (определяется по чертежу как расстояние от центра массы противовеса до оси вращения).

Рисунок - маховик

Угол габарита противовеса , ? :

где - средняя толщина противовеса, м.

При расчете коленчатого вала на прочность и жесткость необходимо учитывать силу инерции противовеса , Н и силу инерции неуравновешенной части щеки , Н, которые рассчитываются по формулам

где - угловая скорость вала компрессора, рад/с.

Неравномерность вращения вала компрессора, выявленную при анализе тангенциальной диаграммы можно снизить, присоединив к валу дополнительную массу, аккумулирующую избыточную кинетическую энергию.

Максимальная избыточная работа, соответствующая наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил , Дж:

где fmax - площадь наибольшей избыточной площадки на диаграмме тангенциальных сил, мм2;

mx - масштаб длин, мм/м;

mp - масштаб сил, мм/Н.

Допускаемая степень неравномерности вращения вала при применении эластичной муфты =0,040,025.

Необходимый момент инерции муфты , :

где ср - средняя угловая скорость, с-1,

Масса, достаточная для обеспечения допускаемой степени неравномерности , кг:

где rн - радиус инерции муфты (половина среднего диаметра муфты), м;

Определяем степень неравномерности муфты :

где - масса муфты в соответствии с принятой конструкцией, кг.

Окружная скорость обода муфты , м/с:

где rоб - радиус обода, м.

Рекомендуемые значения :

м/с - для чугунных маховиков,

- для стальных маховиков.

3. Разработка конденсатора.

3.1Тепловой расчет конденсатора

В качестве элемента поверхности теплопередачи принимаем трубу.

Определим температуру предела охлаждения:

.

Принимаем относительную влажность воздуха.

Тепловой поток конденсации равен:

кВт.

Массовый расход воздуха определяем по приближенной эмпирической зависимости:

, кг/с

где ?в - плотность воздуха при температуре наружного воздуха Т1 и влажности ?1.

кг/м3,

где d1 - влагосодержание наружного воздуха.

Энтальпия воздуха после конденсатора:

кДж/кг.

Коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к воде, стекающей пленкой: Вт/(м2·К),

где Г=0,05 кг/(м·с) - интенсивность орошения на 1м горизонтальной трубы с одной ее стороны;

0,85 - коэффициент учитывающий неравномерность орошения труб водой.

Площадь поверхности теплопередачи Fн определяем в такой последовательности. Принимаем ориентировочное значение qн и находим по условию теплопередачи от аммиака к воде. Далее определяем параметры воды и воздуха в конденсаторе и значение Fн по условиям тепло- и массообмена между ними. В случае различия значений Fн более чем на 3% принимаем другое значение qн и повторяем расчет.

Коэффициент теплопередачи со стороны конденсирующегося аммиака: , или

Для дальнейшего расчета необходимо принять значение плотности теплового потока:

- для R717 qн=2400?4000 Вт/м2;

- для R22 qн=2100?3200 Вт/м2.

Плотность теплового потока со стороны холодильного агента:

, Вт/м2.

Коэффициент теплопередачи от аммиака к воде: при принятом значении составляет:

, Вт/(м2·К),

где Rзагр=0,6·10-3 - принятое значение термического сопротивления загрязнений, (м2·К)/Вт.

Средняя температура воды в конденсаторе tW определяется из уравнения

:

.

Энтальпия насыщенного воздуха hw при температуре tW.

Разность энтальпий насыщенного воздуха при температуре tW и воздуха в среднем состоянии:

, кДж/кг.

Энтальпия воздуха в среднем состоянии

 кДж/кг.

По этому состоянию воздуха определяют следующие параметры:

- среднюю температуру, tср;

- удельная теплоемкость, св, кДж/(кг·К);

- коэффициент теплопроводности, ?, Вт/(м·К);

- коэффициент кинематической вязкости , м2/с;

- число Прандтля, Pr.

Площадь наружной поверхности основной секции конденсатора

, м2.

Это значение Fн следует проверить по условиям тепло- и массообмена между водой и воздухом:

где А - коэффициент, значение которого зависит от t?.В данном случае для t?=22,5?С принимаем А=0,97.

- коэффициент, учитывающий увеличение площади наружной поверхности водяной пленки за счет струй и капель воды.

Для расчета коэффициента испарения ? необходимо определить коэффициент теплоотдачи при поперечном обтекании воздухом шахматного или коридорного пучка гладких труб.

После этого запишем уравнение подобия:

,

где - коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб по ходу воздуха.

C, m - коэффициенты, значения которых зависят от режима движения и расположения труб в пучке.

Режим движения	С	m	s1/s2
	Коридорный пучок	Шахматный пучок	Коридорный пучок	Шахматный пучок
Ламинарный () Турбулентный () Переходный ()	0,52 0,02 0,27 -	0,6 0,021 0,35(s1/s2)0,2 0,4	0,5 0,84 0,63 -	0,5 0,84 0,6 0,6	- - <2 >2

Примечание. s1,s2 - соответственно, вертикальный, горизонтальный шаги труб в пучке, м.

Число Рейнольдса:

,

где ,м/с - скорость воздуха в живом сечении пучка труб.

Принимаем коэффициенты C, m; число рядов труб по ходу воздуха z и ?z.

Коэффициент теплоотдачи:

, Вт/(м2·К).

Коэффициент испарения

кг/(м2·с).

Определяем площадь наружной поверхности аппарата, определяемая по условиям тепло- и массообмена между водой и воздухом.

Таким образом, оба значения Fн должны быть практически одинаковыми и можно принять какое-то среднее между ними значение. В случае их существенного различия следует изменить значение qн и повторить расчет.

Расход циркулирующей воды:

, кг/с.

Расход испарившейся воды, увеличенный на 10% для учета уноса капель воздухом:

, кг/с.

Кожухотрубный горизонтальный

Тепловой расчет конденсатора

Целью теплового расчета является определение площади теплообменной поверхности конденсатора.

,

где k - коэффициент теплопередачи:

;

- тепловая нагрузка на конденсатор;

- средняя логарифмическая разность температур.

Средняя логарифмическая разность температур:

Температура воды на выходе из конденсатора:

где - разность между температурой воды на выходе из конденсатора и температурой конденсации.

Температура воды на входе в конденсатор

где - степень нагрева воды в конденсаторе.

Тепловая нагрузка на конденсатор:

Все теплофизические свойства воды определяются по ее средней температуре в конденсаторе:

,

Расход охлаждающей воды, проходящей через конденсатор:

где СW - удельная теплоемкость воды при средней температуре ее в конденсаторе, ,[1,с.64].

Принимается форма пучка труб (шахматный или коридорный) и скорость движения воды в трубах (м/с) и геометрические размеры труб (dвн, dн, вид оребрения, коэффициент оребрения ()).

Число труб в одном ходе:

[5,с.301]

где - плотность воды при средней температуре ее в конденсаторе, кг/м3 [1,с.161].

Значение n1 округляют до ближайшего целого числа.

Уточняем скорость воды в трубах конденсатора:

Число Рейнольдса:

где - коэффициент кинематической вязкости, м2/с, [1,с.161].

Число Нуссельта при турбулентном движении:

,

где Pr - число Прандтля для воды. [4,с.161].

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

где ? - коэффициент теплопроводности воды. . [4,с.161].

Приняв суммарное термическое сопротивление стенки трубы и загрязнений равным =2,6*10-4 м2К/Вт, получим уравнение для определения плотности теплового потока со стороны воды:

, - числовое значение

Для дальнейших расчетов необходимо определить плотность теплового потока в конденсаторе qвн. Точное значение qвн на данном этапе установить не возможно, поэтому вычисляем ориентировочное значение q1:

При расположении труб в трубной решетке в вершинах правильных треугольников и по сторонам правильных концентрических шестиугольников параметр m определим так:

где m - число труб по диагонали внешнего шестиугольника (- число горизонтальных рядов труб в аппарате);

- горизонтальный шаг труб

- отношение длины трубы в аппарате к диаметру трубной решетки.

Полученное значение m округляют до ближайшего большего нечетного числа.

Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося холодильного агента:

где ?h=qk - удельная теплота конденсации, кДж/кг;

- плотность жидкости, кг/м3; [1,с.20]

- коэффициент теплопроводности жидкости, [1,с.20];

- коэффициент динамической вязкости жидкости, [1,с.20];

- коэффициент, учитывающий изменение скорости пара по мере прохождения горизонтальных рядов труб и натекание с верхних рядов на нижние:

- для шахматного пучка труб;

- для коридорного пучка труб;

?р - коэффициент, учитывающий различные условия конденсации на горизонтальных и вертикальных участках поверхности оребренной трубы ().

Плотность теплового потока со стороны холодильного агента:

Таким образом, получены уравнения для определения плотности теплового потока:

Данная система уравнений является трансцендентной относительно q и . Наглядный и достаточно точный результат дает графоаналитический метод, основанный на том факте, что в установившемся режиме работы аппарата имеет место равенство qw = qa = qвн. Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока в конденсаторе qвн как ординату точки пересечения графических зависимостей qw и qa в координатных осях -q. Для построения упомянутых зависимостей предварительно вычисляют значение q для ряда значений , которые принимают в пределах от 0 до .

По этим данным строятся кривые qw=f() и qа=(). Точка пересечения кривых определяет значение qвн.

Определив графоаналитическим способом значения величин и qвн, находят площадь внутренней поверхности теплопередачи:

Fвн = Qк/qвн ;

Общее необходимое число труб в аппарате:

;

Число ходов в аппарате по воде:

;

После расчета принимается четное число ходов и уточняется общее число труб:

;

Если , то принимают следующее нечетное число m и снова определяют необходимое число труб в аппарате .

Диаметр трубной решетки:

;

После расчета принимается ближайший больший диаметр трубы.

Длина одной трубы в аппарате:

Проверяем отношение l/D, которое должно быть в пределах . Если это условие не выполняется, то необходимо повторить расчет, изменяя значения коэффициентов и других подбираемых величин в установленных пределах.

Если конденсатор работает в составе агрегатированной холодильной машины, то для сбора жидкого холодильного агента отдельный ресивер не предусматривается. В этом случае нижняя часть корпуса используется как ресивер. Для этого освобождаются нижних ряда теплообменных труб.

Для того, чтобы использовать часть аппарата под ресивер, освобождаем трубный пучок от нижних рядов. Число исключенных труб:

,

где i - число исключаемых рядов труб.

Число оставшихся труб:

nост = nнеобх-nиск

После определения числа оставшихся труб далее рассчитывают необходимые величины (см. ранее).

Кожухотрубный вертикальный

Тепловой расчет конденсатора

Тепловая нагрузка на конденсатор:

Средняя логарифмическая разность температур:

,

где - степень перегрева воды в конденсаторе, ;

ТW1 - температура воды на входе в конденсатор;

ТW2 - температура воды на выходе из конденсатора.

где - разность между температурой воды на выходе из конденсатора и температурой конденсации.

Расход охлаждающей воды

,

где сW - удельная теплоемкость воды, кДж/(кг·К);

Принимаются основные размеры теплообменных труб (l, dвн, dн).

Теплофизические свойства воды определяются при средней температуре пленки, стекающей внутри труб конденсатора:

Число Рейнольдса при стекании воды пленкой:

,

где ? - коэффициент динамической вязкости воды, Па·с;

Н - принятая высота аппарата;

- расход воды на 1м омываемого периметра труб, кг/(м·с).

Число Рейнольдса представляем как функцию от плотности теплового потока qвн, так как значение последней неизвестно на данном этапе расчета.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды зависит от величины числа Re:

- при

;

- при

,

где - число Галилея;

- число Прандтля;

- коэффициент кинематической вязкости воды, м2/с.

Для дальнейшего расчета необходимо выбрать один из вариантов и получить зависимость Nu от :

.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

где ? - коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м2·К).

Плотность теплового потока со стороны воды:

,

где - разность температуры стенки трубы и средней температуры воды, ;

- разность температур конденсации и стенки трубы, ;

- термическое сопротивление стенки и загрязнений.

Подставляем «значение» и должны получить уравнение типа:

,

где D, E, F, m - числовые значения.

Коэффициент теплоотдачи со стороны холодильного агента:

,

где r - теплота парообразования, кДж/кг;

- плотность жидкости, кг/м3;

- коэффициент теплопроводности жидкости, ;

- коэффициент динамической вязкости жидкости, ;

- поправка на волновой режим движения пленки:

,

где G - числовое значение.

Подставляем все известные значения в уравнение для определения и получаем уравнение типа:

,

где К, Р, b - числовые значения.

Плотность теплового потока со стороны конденсирующегося холодильного агента:

.

После преобразований должны получить уравнение типа:

,

где M, t - числовые значения.

Плотность теплового потока в аппарате определяем графическим решением системы уравнений:

С целью построения графиков для ряда принимаемых значений определяем из первого уравнения, затем для каждого полученного значения находим из второго уравнения.

По полученным данным в координатах строим кривые qw=f() и qа=(), ордината точки пересечения которых соответствует искомому значению qвн, а абсцисса - значению .

Площадь внутренней поверхности теплообмена:

Для определения конструктивных параметров принимаем:

- шаг труб:

;

- отношение длины к диаметру трубной решетки:

.

Число труб, размещаемых по диагонали внешнего шестиугольника:

.

Полученное значение m округляют до большего ближайшего нечетного числа.

Общее число труб в аппарате:

Диаметр трубной решетки:

;

Длина трубы в аппарате:

;

Проверяем площадь поверхности теплообмена:

.

Если проверка не сошлась, то необходимо проверить весь расчет или изменить значения принимаемых коэффициентов.

Полученные размеры аппарата можно считать окончательными. В случае значительного расхождения принятых в начале расчета высоты Н и длины l трубы следует произвести повторный тепловой расчет при откорректированной величине Н.

Оросительный

Принимаем dн, dвн гладких труб, из которых образована теплопередающая поверхность оросительного конденсатора (чаще всего это трубы с dвн=50).

Средняя логарифмическая разность температур:

,

где ТК - заданная температура конденсации;

- температура воды, сливающейся в поддон;

- температура воды, подаваемой на орошение.

Температура воды, сливающейся в поддон:

где - разность между температурой конденсации и температурой воды на выходе из конденсатора.

Температура воды, подаваемой на орошение:

,

где - степень нагрева воды на поверхности конденсатора.

Средняя температура воды:

Коэффициент теплоотдачи со стороны холодильного агента:

- аммиак:

- хладоны:

,

где r - теплота парообразования, кДж/кг;

- плотность жидкости, кг/м3;

- коэффициент теплопроводности жидкости, ;

- коэффициент динамической вязкости жидкости, ;

Плотность теплового потока:

Должны получить уравнение типа:

где А, n - числовые значения.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды определяем по уравнению подобия:

- :

- :

Теплофизические свойства воды при средней температуре воды ТWср /1, с.161/:

- плотность , кг/м3;

- удельная теплоемкость С, кДж/(кгК);

- коэффициент теплопроводности , Вт/(мК);

- коэффициент кинематической вязкости , м2/с;

- коэффициент динамической вязкости , Пас;

- число Прандтля Pr.

Число Рейнольдса:

где - средняя скорость стекания пленки воды;

- определяющий размер.

Средняя скорость стекания пленки воды:

где - расход воды на 1 м длины одной прямой трубы с учетом ее двустороннего смывания,

- толщина пленки стекающей воды.

Толщина пленки стекающей воды:

Определяющий размер:

Коэффициент теплоотдачи со стороны холодильного агента:

Плотность теплового потока со стороны воды:

где - сумма термических сопротивлений слоя масла, краски и водяного камня:

Должны получить уравнение типа:

где В - числовое значение.

Получаем систему уравнений для определения плотности теплового потока:

В установившемся режиме работы аппарата имеет место равенство . Это позволяет определить фактическое значение плотности теплового потока графоаналитическим методом, как ординату точки пересечения графических зависимостей qw и qa в координатных осях . Для построения упомянутых зависимостей предварительно вычисляют значение q для ряда значений , которые принимают в пределах от 0 до .

По этим данным строятся кривые qw=f() и qа=(). Точка пересечения кривых определяет значение qвн.

Площадь поверхности теплообмена:

- внутренняя:

где Qк - тепловая нагрузка на конденсатор, кВт:

- наружная:

Количество теплоты, передаваемое наружному воздуху:

где - коэффициент испарения, :

где - принятый коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха,

- средняя теплоемкость воздуха ;

- коэффициент, учитывающий увеличение поверхности испарения в результате образования струй и капель воды;

- энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре воды ТWср;

- энтальпия окружающего воздуха;

Масса испарившейся воды:

где G - расход воды на орошение конденсатора.

Расход воды на орошение конденсатора:

, а с учетом испарившейся:

Расход свежей воды:

,

где - отношение расхода свежей воды к общему ее расходу:

,

где - температура свежей воды, подаваемой в конденсатор.

Расход сбросной воды:

, .

Определим основные размеры конденсатора.

Произведение числа секций на длину прямого участка трубы:

где - число секций;

- длина прямого участка трубы.

Число секций:

.

Поверхность одной секции:

Длина труб в одной секции:

холодильный компрессор конденсация теплообменник

Число труб в одной секции:

Принимают целое число.

Высота аппарата:

где - шаг труб, м.

Воздушный

Расчет начинаем по заданным параметрам tК, QК и геометрическим параметрам оребренной трубы, зависящих от выбранной конструкции конденсатора.

Температура воздуха на выходе из конденсатора:

,

- разность между температурой конденсации и температурой воды на выходе из конденсатора;

- заданная температура конденсации.

Температура воздуха на входе в конденсатор:

,

- подогрев воздуха в конденсаторе.

Средняя логарифмическая разность температур:

,

Конструкция Гипронефтемаша. Теплообменная поверхность представляет собой шахматный пучок, составленный из биметаллических труб с наружным оребрением, имеющим следующую характеристику: внутренний диаметр dвн,м; диаметр окружности по основанию ребер d0,м; диаметр ребер D,м; наружная оребренная поверхность 1м длины трубы Fор',м2; шаг ребер u,м; средняя толщина ребра ср,м. Шаг труб в пучке во фронтальном сечении по воздуху Sфр ,м; продольный шаг труб по ходу воздуха Sпр, м.