1

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Исследовательский раздел

1.1 Теоретические вопросы

1.1.1 Параметры, определяющие энергетическую эффективность компрессионных холодильников

Энергетическая эффективность бытовых холодильных приборов (БХП) характеризует совершенство всех подсистем БХП с точки зрения КПД (коэффициента полезного действия).

Исследователи и конструктора постоянно выполняют поиск всё более совершенных способов, технологий и конструкций подсистем БХП с целью увеличения их энергетической эффективности.

Массовость производства и потребления БХП объясняет потребность изыскивать даже незначительные (относительно) улучшения отдельных узлов, систем, блоков БХП.

Расход энергии холодильников зависит от конструкции, размеров, особенностей процесса, способов оттаивания, температуры окружающей среды, степени загрузки низкотемпературного и холодильного отделений, частоты открывания дверей, толщины теплоизоляции и других факторов.

В последнее время холодильники и морозильники оснащаются устройствами предупреждения и контроля, подающими сигнал при отключении энергии, оттаивании снеговой шубы, при долго не закрываемых открытых дверях и др.

В холодильниках последних моделей предусматривается система сервисной диагностики с обеспечением принудительной циркуляции воздуха как внутри шкафа, так и вокруг конденсатора. Разрабатываются различные системы охлаждения испарителей, конденсаторов. Большое внимание уделяется совершенствованию конструкции герметичных агрегатов и компрессоров, вопросам применения альтернативных хладонов. Совершенствуется привод компрессоров, примером является появление на рынке компрессора для БХП с электромагнитным приводом возвратно- поступательного движения.

Основными показателями, характеризующими качество БХП с точки зрения энергетической эффективности, являются:

- расход электроэнергии;

- коэффициент рабочего времени;

- теплопроходимость;

- удельный расход электроэнергии.

Расход электроэнергии определяет экономичность работы прибора, величина его зависит от настройки терморегулятора (т.е. температурного режима), температуры окружающего воздуха, частоты открывания двери и характера размещаемого для охлаждения продуктов.

Для характеристики БХП из широкого диапазона выбраны два значения, при которых определяется расход электроэнергии. Режимы работы при выбранных значениях получили название «номинальный» и «стандартный»; эти режимы характеризуются также определенным значением температуры в плюсовом отделении холодильника и температурой в низкотемпературном отделении, соответствующей маркировке звездочками.

Номинальный режим служит для определения расхода электроэнергии при температуре окружающего воздуха, характерной для среднегодовых условий эксплуатации. Для номинального режима работы холодильников обоих исполнений (умеренного и тропического) установлены следующие значения температур: tокр = 25єС, tпл = 5єС.

Стандартный режим служит для оценки температурно-энергетических показателей аппаратов. Стандартные условия испытаний холодильников в исполнении для умеренного климата tокр = 32єС, tпл = 5єС; в исполнении для тропического климата tокр = 43єС, tпл = 7єС.

Используя также предельный расход электроэнергии, то есть расход энергии, приходящийся на единицу емкости:

щ = ( 1.1)

???W- расход электроэнергии, дж/сутки;

V- общая емкость, дмі.

Вторым расходным показателем является коэффициент рабочего времени (КРВ) или «в». Он определяется как отношение длительности рабочей части цикла ?фр к длительности всего цикла ?фц:

( 1.2)

Коэффициент рабочего времени служит мерой расхода энергии для компрессоров одинаковой или близкой производительности; кроме того, по его величине можно определить резерв холодопроизводительности, которым обладает холодильный агрегат при данных условиях. У отечественных холодильников коэффициент рабочего времени при работе в номинальном режиме составляет обычно 0,25 - 0,35, в стандартном режиме - 0,5 - 0,7.

Важным показателем, позволяющим оценить потребную холодопроизводительность агрегата и качество конструкции шкафа, является теплопроходимость холодильника - kF. Величина теплопроходимости определяет теплоприток в шкаф и нагрузку на холодильный агрегат.

Условно можно выделить два источника проникновения тепла в шкаф: первый - через ограждение шкафа и второй - через щели, неплотности и тепловые мостики. Теплопередача через ограждение зависит в основном от толщины и коэффициента теплопроводности изоляции. Приток тепла через неплотности и тепловые мостики может доходить до 20% величины теплопроходимости шкафа.

Существенно влияет на режим работы холодильника и открывание двери. Суточный расход при открывании двери в номинальном режиме работы холодильника может возрасти на 10-20%[ 2, стр. 82-92].

1.1.2 Анализ тепловой нагрузки на конденсатор

Сумма теплопритоков в камеры (общего расхода холода) при наиболее тяжелых условиях работы холодильника определяется калорическим расчетом. При максимальной загруженности холодильника наиболее тяжелые условия работы его определяются максимальной температурой окружающего воздуха, которая зависит от климатической зоны эксплуатации холодильника. По данным калорического расчета определяются требуемая холодопроизводительность холодильного агрегата для поддержания в камерах требуемых температур. Основными исходными данными для калорического расчета являются емкости и расчетные температуры холодильной и морозильной камер холодильника, а также их геометрические размеры и принятые конструкции ограждений.

Сумма теплопритоков в камеры холодильника или общий расход холода, равна:

У Q= Q1+Q2+Q3+Q4, Вт

Где Q1 - расход холода на теплопередачу через ограждение камер;

Q2 - расход холода на охлаждение и замораживание продуктов;

Q3 - расход холода на охлаждение воздуха в камерах;

Q4 - расход холода на разные эксплутационные нужды.

Конструктивное качество холодильника и его экономичность характеризуют теплопритоки.

Они определяются по формуле:

(2.2)

где - основные теплопритоки в камеру через ограждение при номинальном температурном режиме;

V - емкость холодильника;

t_Н -температура наружного воздуха;

t_К - средняя температура камеры охлаждения.

В двухкамерных холодильниках удельные теплопритоки определяются отдельно для холодильной и морозной камер, поскольку температурные перепады (напоры) у них различные. С уменьшением теплопритоков, которые определяются в основном качеством теплоизоляции, конструктивное качество и экономичность холодильника повышаются.

Важной термодинамической характеристикой хладагента является объемная холодопроизводительность q_v, которая представляет собой количество тепла в кДж, потребное на образование 1 м³ пара хладагента. Объемная холодопроизводительность определяется по формуле:

(2.3)

где q₀- удельная холодопроизводительность - количество тепла в кДж, потребное на испарение 1 кг хладагента;

V₁ -удельный объем паров хладагента в м³/кг.

Количество тепла, проникающего через плоское ограждение холодильной камеры, определяется известной формулой:

Q₁ = kF (t_H - t_k), Вт (2.4)

где F - поверхность ограждения в м²;

t_H и t_k - установившиеся температуры наружного воздуха и воздуха холодильной камеры вблизи стенок шкафа в ⁰С.

При рассмотрении теплового баланса принимаем, что температура в помещении, где установлен холодильник, неизменна, так как суточные колебания незначительны, а сезонные происходят медленно.

К стенкам шкафа и к холодным частям холодильного агрегата в течении часа притекает из помещения тепло в количестве Q_пр , а от компрессора, конденсатора и других нагретых частей агрегата тепло в количестве Q_отв отводится в помещение. Кроме того, холодильник потребляет электроэнергию N_э.

Если не учитывать укладку в холодильник теплых продуктов и наличие электрических нагревателей, то тепловой баланс холодильника будет:

Q_пр + N_э + Q_отв, кВт (2.5)

или

Q_отв - Q_пр= = N_э, кВт (2.6)

Таким образом, в помещении выделяется тепловой эквивалент электрической мощности.

Количество отводимого от холодильника тепла, приходящиеся на единицу затраченной холодильником электрической энергии, может быть названо общим холодильным коэффициентом холодильника:

(2.7)

Несовершенство холодильников, наличие разного рода приводит к тому, что значение Е_общ близко к единице или в лучшем случае немногим ее превышает.

Если в холодильник укладывают теплые продукты массой G_прод с начальной энтальпией I_нач и конечной I_кон, то разность I_{нач -} I_кон также придется в помещение и на это будет затрачена энергия (в Дж):

Дж (2.8)

Если продукты в холодильнике подсыхают и водяной пар, оседая на испарителе, отдает ему скрытую теплоту парообразования и плавления, то это можно учесть в величине I_кон Однако если это затруднительно, то перерасход энергии W_ш можно оценить по массе осевшей снеговой шубы G_ш в кг:

кг (2.9)

где - энтальпия пара и льда.

Если в холодильник проникает влажный воздух из помещения (открывание двери или неплотности), вытесняя из него холодный и подсушенный, то в холодильник поступает тепло в количестве, равном произведению массы воздуха на разность энтальпий поступившего и вытесненного. Это тепло учитывается в величине Q_пр в формуле (2.7). Расход энергии на образование шубы из оседающего пара подсчитывается по формуле (2.9).

Б.С. Вейнбергом предложена следующая методика расчета теплопритока через отверстия в поддоне. Принимается, что некоторое количество воздуха из плюсового отделения поднимается через отверстие в поддоне в пространство, окружающее испаритель, и такое же количество воздуха стекает обратно вниз. Кроме того, циркуляция через отверстие вызывает интенсивную рециркуляцию в обоих отделениях, усиливающую конвективный теплообмен у поверхности поддона. Предполагается, что воздух подходит снизу, имея температуру t_пл, охлаждается до температуры поддона t_под, отдает тепло и возвращается обратно. Такой же процесс с таким же количеством воздуха, воспринимающим то же количество тепла и нагревающимся от температуры поверхности испарителя t_исп до t_под, происходит над поддоном.

При расчете процесс теплообмена у отверстия можно представить как процесс теплообмена у поверхности (вВт):

(2.10)

(2.11)

где - количество тепла, переносимого воздухом через отверстие поддона ;

- коэффициент теплоотдачи от поддона к воздуху поступающему снизу;

- то же, к воздуху над поддоном;

- площадь сечения отверстия в поддоне;

- количество тепла, передаваемого через единицу площади отверстия.

Если отверстие заменить глухим поддоном, то при одинаковых площадях:

(2.12)

где и - значения q и для глухого поддона.

Утопленный поддон с открытыми отверстиями сечения 70 см² практически равноценен неутепленному поддону с закрытыми отверстиями.

Следовательно, ослабление на 60% теплового потока, вызванное наложением слоя тепловой изоляции на поддон, равноценно усилению теплового потока отверстиями. Отсюда:

 (2.13)

где - площадь изоляции.

Коэффициент пропорциональности А, учитывающий приращение количества тепла (после открывания отверстий) на единицу поверхности отверстия, равен:

А = /= / (2.14)

Возрастание количества тепла, передаваемого поддоном площадью после открывания отверстий,

(2.15)

Рассмотрим тепловой баланс холодильного агрегата, работающего в течение часа непрерывно в установившемся тепловом состоянии.

Энергия в виде тепла подводится к испарителю и другим элементам агрегата, температура которых ниже температуры окружающей эти элементы среды, на стороне низкого давления. Тепло подводится как внутри холодильной камеры или вообще в охлаждаемом контуре (полезный теплоприток, холодопроизводительность нетто , так и вне ее от окружающего воздуха. Общий тепловой поток, воспринятый холодильным агрегатом на стороне низкого давления на участке от холодного конца теплообменника капиллярной трубки до всасывающего патрубка кожуха компрессора, называется холодопроизводительностью брутто .

Мощность N_э, подводимую от электрической сети к герметичному компрессору холодильного агрегата, определяют на клеммах компрессора в ваттах.

Энергия в виде тепла отводится от кожуха компрессора (и устройств для охлаждения масла, если они есть), нагнетательного трубопровода, конденсатора ,жидкостного трубопровода, фильтра- осушителя и начальной части капиллярной трубки до теплообменника. Суммарной трубки до теплообменника. Суммарный поток отданного тепла будем называть в Вт.

На теплом конце теплообменника возможна отдача тепла то окружающему воздуху, включаемая в ; на холодном его конце возможен теплоприток , включаемый в . Внутренние потоки тепла в теплообменнике от жидкого хладона к всасываемому пару в тепловой баланс не входят, так как они сокращаются в правой и левой части уравнения теплового баланса.

Уравнение теплового баланса в общем виде:

+N_э = , Вт (2.16)

В расшифрованном виде уравнение имеет вид:

, Вт (2.17)

где индексы при Q означают: НТ - значение нетто; вс, нг и ж - всасывающий, нагнетательный и жидкостной трубопроводы; КТ и ТО - капиллярная трубка теплообменник, кож - кожух компрессора.

Холодопроизводительность равна суммарному теплопритоку в охлажденный контур: через тепловую изоляцию и по тепловым мостикам; от охлаждения воздуха, поступающего при открывании двери и через неплотности взамен вытекающего холодного; от скрытой теплоты пара, оседающего в виде снеговой шубы на испарителя; от охлаждаемых или замораживаемых продуктов; от разного рода электрических нагревателей.

Из тепла в левой части уравнения только , для восприятия которого применяется данный агрегат, является полезным. Остальные слагаемые являются вредными, так как наличие их требует увеличения холодоприозводительности холодильного агрегата и расхода энергии в двигателе. Эти теплопритоки необходимо ослаблять, применяя тепловую изоляцию и располагая части агрегата так, чтобы они не смывались подогретым воздухом.

Однако и может быть значительно уменьшено путем улучшения качества тепловой изоляции шкафа и уплотнения качества тепловой изоляции шкафа и уплотнения двери, размещения продуктов в закрытых емкостях или посуде, уменьшения мощности или включения электрических нагревателей, ослабления теплопритока от кожуха компрессора и конденсатора к шкафу при помощи усиленной изоляции дна и задней стенки.

Расход энергии, подводимой к клеммам герметичного компрессора N_э , также должен быть по возможности уменьшен (стоимость энергии является единственным эксплуатационным расходам).

Величина N_э при заданном может быть уменьшена как непосредственно - путем улучшения конструкции и увеличения теплопередающих поверхностей испарителя и конденсатора, что вызывает повышение температуры кипения t₀ (уменьшение разности t_вн - t₀) и снижение температуры конденсации (уменьшения разности t_к - t_окр).

В правой части уравнения наиболее крупные слагаемые - тепловая нагрузка собственно конденсатора и отдача тепла кожухом компрессора .

1.1.3 Пример расчета тепловой нагрузки на конденсатор БХП

Сумма теплопритоков в камеры холодильника или общий расход холода равен:

Вт

где - расход холода на теплопередачу через ограждение камеры;

- расход холода на охлаждение и замораживание продуктов;

- расход холода на охлаждение воздуха в камерах;

- расход холода на разные эксплуатационные нужды.

Рассчитаем расход холода на теплопередачу через ограждение камер по формуле:

Вт

где Кр- расчетный коэффициент теплопередачи Вт/(м² К)

F - поверхность ограждения холодильной камеры по осям, м²;

-расчетная температура воздуха с наружной стороны холодильника, ⁰С;

- расчетная температура воздуха внутри холодильной камеры, ⁰С.

V_общ = 280 дм³ V_нтс = 80 дм³ l = 1450 мм h = 580 мм b = 600 мм

Рисунок 2.1 - Схема теплопритоков

Коэффициенты теплопередачи:

Кр = 0,442 Вт/м²К (при t = 32 ^оС)

Кр = 0,314 Вт/м²К (при t = 43 ^оС)

Кр = 0,2326 Вт/м²К (при t = 50 ^оС)

Кр = 0,1046 Вт/м²К (при t = 61 ^оС)

Кр = 0,4826 Вт/м²К (при t = 27 ^оС)

Кр = 0,3721 Вт/м²К (при t = 38 ^оС)

Рассчитаем площади стенок холодильника:

F₁ = 415*580 = 0.24 м²

F₂ = 415*600 = 0.25 м²

F₃ = 415*580 = 0.24 м²

F₄ = 415*600 = 0.25 м²

F₅ = 1035*580 = 0.6 м²

F₆ = 1035*600 = 0.61 м²

F₇ = 1035*580 = 0.6 м²

F₈ = 1035*600 = 0.61 м²

F₉ = 580*600 = 0.35 м²

F₁₀ = 580*600 = 0.35 м²

Температуры снаружи и внутри холодильника:

t_Н = 43 ^оС

t_Н = 32 ^оС

t_К = -18 ^оС (в морозильной камере)

t_К = 5 ^оС ( в холодильной камере)

1. Q = 0,1064*0,24*(43-(-18))=1,56 Вт

2. Q = 0,2326*0,25*(32-(-18))=2,91 Вт

3. Q = 0,2326*0,24*(32-(-18))=2,78 Вт

4. Q = 0,2326*0,25*(32-(-18))=2,91 Вт

5. Q = 0,3721*0,6*(43-5)=8,47 Вт

6. Q = 0,4826*0,61*(32-5)=7,95 Вт

7. Q = 0,4826*0,6*(32-5)=7,82 Вт

8. Q = 0,4826*0,61*(32-5)=7,95 Вт

9. Q = 0,4826*0,35*)32-5)=4,55 Вт

10. Q = 0,2326*0,35*(32-(-18))=4,06 Вт

Q₁ = 1,56+2,91+2,78+2,91+8,47+7,95+7,82+7,95+4,55+4,06 = 50,96 Вт

Но этот метод расчета не самый точный и лучший. Рассчитаем расход холода на теплопередачу другим способом:

(2.18)

Таким образом рассчитывается теплопередача через плоскую многослойную стенку. На рисунке 2. 2 изображена теплопередача через плоскую многослойную стенку шкафа холодильника. Стенка имеет четыре слоя: «пластмасса- пенолиуретан - метал -эмаль».При расчете мы не учитываем слой эмали.

Рисунок 2.2 - Теплопередача через плоскую многослойную стенку шкафа холодильника



где температуры на поверхностях спинки;

б₁,…б₃ - толщины слоев стенки, м;

л₁,…л₃ - коэффициенты теплопроводности слоев стенки, Вт/(мК);

F - площадь поверхности стенок.

Рассчитаем слой теплоизоляции по формуле:

(2.19)

где л_из -коэффициент теплопроводности теплоизоляционного материала;

б_Н,б_В - коэффициенты теплоотдачи воздуха наружной поверхности шкафа и внутренней поверхности холодильной камеры воздуху камеры в Вт/(мК) (для расчета принимают б_в = 1,2…1,5; б_Н = 3,0…4,0);

К - Коэффициент теплопередачи, Вт/(м²К).

л_из = 0,0458 Вт/(мК)

б_Н = 3,5 Вт/(м²К)

б_В = 1,4 Вт/(м²К)

К = 0,3489 Вт/(м²К)

Таким образом, толщина слоя теплоизоляции морозильной камеры равна 8,5см.

Теперь мы имеем все данные, необходимые для расчета теплопередачи через плоскую многослойную стенку шкафа холодильника.

б₁ = 0,001м

б₂ = 0,085м

б₃= 0,0012м

л₁= 0,54 Вт/(мК)

л₂= 0,0458 Вт/(мК)

л₃= 45,4 Вт/(мК)

л₄= 5 ^оС

tc₂= 6 ^оС

tc₃= 31 ^оС

tc₄= 32 ^оС

Рассматриваем расход холода на охлаждение и замораживание продуктов по формуле:

(2.20)

где G_х - количество продуктов, помещающихся в холодильной камере, кг/сут;

G_М - количество продуктов, помещающихся в морозильной камере, кг/сут;

l_М - начальное теплосодержание продуктов, определяемое при температуре окружающей среды, кДж/кг;

lх, l_М - конечное теплосодержание охлажденных и замороженных продуктов при соответствующих температурах, кДж/кг.

i_H = 229,1 кДж/кг (при t = 32 ^оС)

i_Х = 112,4 кДж/кг (при t = 5 ^оС)

i_М = 3,8 кДж/кг (при t = -18 ^оС)

В соответствии с ГОСТ 16317 - 87 G_х и G_м определяются исходя из того, что мощность замораживания продуктов в холодильных приборах должна быть на каждые 10 дм³ морозильной камеры не менее: для компрессионных двухкамерных холодильников - 0,7 кг/сут. Мощность охлаждения продуктов в холодильной камере должна быть не менее 0,5 кг/сут на каждые 10 дм³ объема холодильной камеры.

С учетом выше изложенного:

G_м = 0,1*V_м*Р_м , кг/сут (2.21)

G_х = 0,1* V_х*Р_х , кг/сут (2.22)

где V_{м ,}V_х - объем морозильной и холодильной камер, для З;

Р_{м ,} Р_х - мощность замораживания и охлаждения продуктов, кг/сут.

G_м = 0,1*0,7*80 = 5,6 кг/сут

G_х = 0,1* 0,5*200 = 10 кг/сут

Теперь рассмотрим расход холода на охлаждение воздуха в камерах по формуле:

(2.23)

где б_х ,б_м - кратности смены воздуха соответственно в холодильной и морозильной камерах (б_х= 10…15; б_м= 2…3) в сутки;

V_х , V_м - объемы холодильной и морозильной камер, дм³;

р_х , р_м - плотность воздуха камер, кг/дм³;

i_нв - теплосодержание воздуха, окружающего холодильник, кДж/кг;

i_хв , i_мв - теплосодержание воздуха в холодильной и морозильной камерах холодильника, кДж/кг.

б_х = 10

б_н = 2

р_х = 1,270 кг/дм³

р_м= 1,385 кг/дм³

i_хв = 10,8 кДж/кг

i_мв = -17,6 кДж/кг

i_нв = 62,7 кДж/кг

Расход холода на разные эксплуатационные нужды (на охлаждение лампочки электроосвещения, воздуха, проникающего через неплотности и другое) трудно выразить аналитически, поэтому в бытовых холодильниках он может быть взят в размере 20% от основных теплопритоков через ограждение камер Q₁, то есть:

Q₄ = 0,2*Q₁, Вт (2,24)

Q₄ = 0,2*50,96 = 10,192 Вт

Из рассмотренных теплопритоков в бытовых холодильниках наиболее значение имеют Q₁ и Q₂ . Остальные теплоприемники Q₂ и Q₃ обычно не превышают 10-15% от общего расхода холода .

Требуемая холодопроизводительность холодильного агрегата:

(2.25)

где в - коэффициент рабочего времени (в соответствии с ГОСТ 16317-87 в установившемся режиме работы КРВ должен быть не более 0,9.

Для расчетов обычно принимают в = 0,5…0,7).

1.1.4 Анализ теоретического цикла бытового холодильного прибора

Расчет теоретического цикла ведется в следующем порядке. Задаются режимом работы холодильника: температура кипения t_о, ^оС; температура всасывания паров хладона на входе в кожух компрессора t_вс, ^оС; температура охлаждения жидкого хладона на входе в капиллярную трубку t_п, ^оС. Строится цикл в диаграмме i­lgР или S-T (рисунок 2.3 и рисунок 2.4)

Рисунок 2.4 - Теоретический цикл в диаграмме i­lgР



Рисунок 2.3 - Теоретический цикл в диаграмме S-T

По диаграмме i­lgР и другим данным о сухом насыщенном и перегретом паре определяются параметры точек, необходимые для расчета (таблица 2.1)

Таблица 2.1 - Параметры узловых точек

Давление мПа	Энтальпия, кДж	Удельный объем м3/кг	Температура оС	Энергия, кДж/кг*К
Ро	Рк	i1	i1,,	i2	i2,,	i3	i3,,	i4	U1	t2	S1	S2
0,1513	1,36	574,692	542,96	623,56	454,78	431,08	454,78	431,08	0,13496	120	4,68182	4,68182

ГОСТ 17008-85 предусматривает следующие значения параметров стандартного режима работы компрессора бытовых холодильников: t_о = - 20 ^оС; t_к= - 55 ^оС; t_вс = t_п = 32 ^оС. Однако при расчете теоретического цикла необходимо учитывать следующее. Независимо от наличия или отсутствия теплообменника, температуры пара у всасывающего патрубка компрессора t_вс близка к температуре окружающего воздуха t_скр ; более того, всасывающий трубопровод часто проходит вблизи от горячего кожуха компрессора и температура всасываемого пара t_вс становится значительно выше t_окр и может превышать температуру кипения t_о на 50…100 ^оС, то есть в реальных холодильниках t_вс = 30…80 ^оС.

В связи с ограниченностью в размерах конденсатора разность температуры конденсации t_к и окружающего воздуха t_окр составляет 10…20 ^оС, поэтому в действительности в реальных холодильниках t_к = 40…50 ^оС. В отдельных случаях, в более тяжелых режимах работы, возможно повышение t_к до 65 ^оС и более. Температура переохлаждения хладона перед капиллярной трубкой t_п может достигать и более высоких значений.

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента определяется по формуле:

кДж/кг (2.26)

Действительная масса всасываемого пара (массовая подача компрессора) рассчитывается так:

кг/с (2.27)

где Q_о - тепловая нагрузка на испаритель (холодопроизводительность), кДж/с (кВт)

G_а = 0,201964/111,88 = 0,001805184 кг/с

Действительная объемная подача компрессора равна:

м³/с (2.28)

где U₁ - удельный объем всасываемого пара в точке 1, м³/с



Теоретическая объемная подача компрессора:

(2.29)

где л - коэффициент подачи компрессора (для расчетов можно принять л = 0,4…0,6)

V_т = 0,0002437/0,5 = 0,0004874 м³/с

Выбрали компрессор типа: ХКВ 6 - 1 ЛМУХЛ.

Адиабатная (теоретическая) мощность рассчитывается:

кВт (2.30)

где L_а = - адиабатная (теоретическая) работа, кДж/кг

L_а = 623,56 - 574,69 = 48,87 кДж/кг

N_а = 0,001805184*48,87 = 0,08822 кВт

Индикаторная мощность определяется по формуле:

кВт (2.31)

где = 0,5..0,7 - индикаторный КПД

= 0,08822/0,7 = 0,1261 кВт (2.32)

Эффективная мощность (мощность на валу компрессора):

кВт (2.33)

где = 0,65…0,75 - КПД встроенного электродвигателя

N_э = 0,14726/0,65 = 0,2281 кВт

Тепловая нагрузка на конденсатор рассчитывается двумя способами:

кВт (2.34)

Холодильный коэффициент или удельная холодопроизводительность:

(2.35)

1.2 РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.2.1 Исследование процесса орошения и испарительного охлаждения конденсатора БХП

Как было установлено при обзоре литературных источников, процесс охлаждения конденсатора и, следовательно, хладагента после орошения поверхности конденсатора и испарения капель воды с его поверхности, характеризуется скоростью испарения и, следовательно, расходом воды на поддержание влажности поверхности конденсатора. Скорость испарения капель с поверхности конденсатора определяется температурой окружающей среды, температурой поверхности конденсатора (температурой основания капли), и скоростью воздушного потока вдоль плоскости конденсатора.

Поставлена задача экспериментально определить скорость испарения воды с поверхности конденсатора при различных температурах окружающего воздуха. Задача исследований дополняется необходимостью исследовать влияние на испарение воды площади орошения поверхности конденсатора (вся поверхность или её часть).

Данные исследования совмещены с измерением температуры поверхности конденсатора при её увлажнением и без увлажнения, одновременно выполнялось измерение потребляемой мощности холодильника и коэффициента рабочего времени компрессора в установившемся режиме работы.

При экспериментальных исследованиях влияния расхода воды G_в на температуру конденсации хладагента принимались следующие условия измерений: Объемный расход воды на орошение поверхности конденсатора изменялся в пределах от 0 до 0,6 дм^3/ч. Температуру окружающего воздуха устанавливали при следующих значениях: 20⁰С, 25⁰С, 32⁰С, 38⁰С, 40⁰С, 43⁰С. Температуру кипения хладагента в испарителе устанавливали равной -25⁰С и -30⁰С.

Измерение температуры конденсации выполнялось при установившемся режиме работы холодильника, в соответствии с вышеприведенной методикой с использованием как термопар, размещаемых в реперных точках, так и с использованием тепловизора.

Результаты испытаний представлены на рис. 2.1.На графике приведены уравнения регрессии, связывающие температуру конденсации со степенью увлажнения (объемным расходом воды) поверхности конденсатора.

компрессионный холодильник конденсатор охлаждение



Рисунок 2.1 - Зависимость температуры конденсации хладагента от степени орошения поверхности конденсатора, измеряемой объемным расходов воды, при различных температурах окружающего воздуха: 1- 20⁰С , 2- 25⁰С, 3- 32⁰С, 4- 38⁰С, 5- 40⁰С, 6- 43 ⁰С и при температуре кипения хладагента - 20⁰С.

Как видно на приведенных графиках, характеризующих результаты измерений, степень орошения влияет на температуру конденсации переменно, в зависимости от температуры окружающего воздуха. При температурах 20…25⁰С увеличение подачи воды на поверхность более 0,01 дм³/час влияет на температуру конденсации незначительно. При температурах окружающего воздуха 40…43⁰С температура конденсации уменьшается на 8-16%

На рис. 2.2 приведены результаты измерений влияния расхода воды на температуру конденсации холодильного агента при температуре окружающего воздуха 1-20⁰С. 2- 25⁰С,3- 32⁰С, 4-43⁰С, и при температуре кипения хладагента - 30⁰С.



Рис.2.2. - Влияние расхода воды на температуру конденсации холодильного агента при температуре окружающего воздуха 1-20⁰С. 2- 25⁰С, 3- 32⁰С, 4-43⁰С, и при температуре кипения хладагента - 30⁰С.

Используя принцип поддержания постоянной влажности поверхности конденсатора, в результате испытаний установлено, что увеличение расхода воды от 0 до 0,1 дм³/ч оказывает наиболее существенное влияние на снижение температуры конденсации t_k, которое составляет 7-10 ⁰С. При этом наибольшие значения падения температуры относятся к режимам с меньшим массовым расходом холодильного агента, циркулирующего в холодильном агрегате.

При этом увлажнение поверхности конденсатора при температурах окружающего воздуха ниже 25 ⁰С сохраняется относительно долго и расход на орошение существенно ниже в сравнении с расходов воды при высоких температурах. Это подтверждается следующей зависимостью:

На рис.2. 3 приведен расход воды. достаточной для поддержания влажности поверхности конденсатора при различных температурах окружающего воздуха и при различной площади орошения поверхности конденсатора



Рис. 2.3. Достаточный расход воды для орошения поверхности конденсатора при различной температуре окружающего воздуха и площади увлажнения поверхности конденсатора:1- 30%, 2-50%, , 3-100%

Таким образом, опыты показали, что рациональным для исследуемых температурных режимов работы холодильника при температуре окружающего воздуха ниже t_окр = 25⁰С, можно применять расход воды в пределах 0,06..0,07 дм³/ч- для орошения 100% площади конденсатора, и 0,03..0.04 дм³/ч. -для орошения 50% площади конденсатора и 0,01 …0,02 при орошении 30% площади конденсатора.

Экспериментальные исследования нового типа охлаждения конденсатора проводились в виде сравнительных испытаний холодильного агрегата с типовым охлаждением (при естественной конвенции) и холодильного агрегата при орошении поверхности одного и того же конденсатора. Опыты проводились в исследуемых диапазонах температурных режимов с фиксированным значением массового расхода воды, подаваемой на испарительный конденсатор G_в, равным 50 г/ч.

На рис.2.4 приведена зависимость температуры поверхности компрессора в зоне нагнетания от температуры кипения хладагента в испарителе для серийной модели холодильного агрегата и для варианта с орошением поверхности конденсатора водой, при различных температурах окружающей среды.

Для серийной модели холодильного агрегата, для режима работы без увлажнения конденсатора температура поверхности компрессора холодильного агрегата составила, соответственно, при t_окр= 43⁰С: 95…98⁰С, для t_окр= 20⁰С : 81 … 85 ⁰С.

Температуры поверхности компрессора измерялись с использованием теплограмм.

Для холодильного агрегата с увлажняемым конденсатором температура поверхности компрессора составила, соответственно, для t_окр= 43⁰С :

90…98⁰С, для t_окр= 20⁰С : 75…84⁰С.

Опыты показывают, что при увлажнении поверхности конденсатора и реализации испарительного охлаждения при температуре окружающего воздуха tокр= 43⁰С температура поверхности компрессора, снижается, в среднем, на 8-12 ⁰С. При tокр= 20⁰С снижение температуры поверхности патрубка нагнетания составляет 4-6 ⁰С.

Рисунок 2.4 - Изменение температуры поверхности компрессора от режима охлаждения конденсатора БХП:1 - холодильный агрегат с типовым охлаждением конденсатора; 2 - холодильный агрегат с орошаемым испарительным конденсатором.

Таким образом введение в состав агрегата испарительного конденсатора при режимах, близких к реальным условиям эксплуатации t_окр = 25⁰С и t₀ = -30⁰С при снижении температуры компрессора на 7-10⁰С приводит к улучшению режимов работы подсистем холодильного агрегата.

Исследование теплоэнергетических показателей при испытаниях холодильного агрегата с типовым способом охлаждения конденсатора и с испарительным охлаждением выполнялись в соответствии с изложенной выше методикой.

Первая группа исследований проводилась при различных установках (положениях) терморегулятора при фиксированном орошении поверхности конденсатора (G_в= 50 г/ч).

Результаты испытаний БХП приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты испытаний БХП при охлаждении конденсатора естественной конвенцией и при испарительном охлаждении

Установка терморегулятора	Е, Вт·ч/сут	е, Вт·ч/дм3	b	tk, 0С	t0, 0С	tхк, 0С	tнто, 0С	tобм, 0С
0 (мин)	731	3,09	0,295	43	-13	9	-5	82
	690	2,93	0,285	36	-14	9	-6	75
0,5	1108	5,03	0,502	41	-20	6	-12	86
	1031	4,75	0,495	34	-22	5	-14	79
1 (max)	1579	6,73	0,786	39	-28	2	-18	90
	1534	6,68	0,738	32	-30	1	-20	82

Примечание: В числителе - для БХП с типовым охлаждением конденсатора, в знаменателе - для БХП с испарительным охлаждением конденсатора

На рис.2.5 показано изменение коэффициента рабочего времени при различных установках терморегулятора.

Коэффициент рабочего b времени для серийной модели БХП при изменении установки терморегулятора от 0 до max изменялся от 0,295 до 0,786 при температуре окружающей среды 25⁰С, а для БХП с испарительным конденсатором b составил 0,285 - 0,738.

Введение в состав БХП испарительного конденсатора при t_окр = 25⁰С приводит к уменьшению коэффициента рабочего времени на 3-6%.

Рисунок 2.5 - Изменение коэффициента рабочего времени b БХП при различных установках терморегулятора:

1 - БХП серийной модели;

2 - БХП с испарительным конденсатором.

На рис. 2.6 показано изменение расхода электроэнергии от установок терморегулятора.

Суточный расход электроэнергии Е при изменении установок терморегулятора от 0 до max для серийной модели БХП составляет от 732 до 1494 Вт·ч/сут.

Для БХП с испарительным охлаждением конденсатора суточный расход электроэнергии при изменении установок терморегулятора в диапазоне от 0 до max составляет от 685 до 1385 Вт·ч/сут.

Рисунок 2.6 - Изменение суточного расхода электроэнергии от угла поворота терморегулятора:

1 - БХП с охлаждением конденсатора естественной конвенцией;

2 - БХП с испарительным охлаждением.

Таким образом, установлено, что уменьшение суточного расхода электроэнергии в зависимости от установок терморегулятора составляет 5,1-7,2%, большие значения относятся к режимам с более низкими температурами в камерах БХП.

На рис. 2.7 приведено влияние изменения установок терморегулятора на удельный суточный расход электроэнергии.

Для серийной модели бытового холодильного прибора при изменении установок терморегулятора от 0 до max величина удельного расхода электроэнергии составляет 3,09 - 6,73 Вт·ч/дм³.



Рисунок 2.7 - Изменение удельного суточного расхода электроэнергии в зависимости от установок терморегулятора:

1 - БХП с охлаждением конденсатора естественной конвенцией;

2 - БХП с испарительным охлаждением.

Для бытового холодильного прибора с испарительным конденсатором изменение суточного удельного расхода электроэнергии при различных установках терморегулятора составляет 2,93 - 6,68 Вт·ч/дм³.

Установлено, что при изменении установок терморегулятора уменьшение удельного расхода электроэнергии составляет 5-7%.

Таким образом, проведенные испытания показали, что использование испарительного охлаждения оказывает существенное влияние на основные потребительские характеристики: суточный расход электроэнергии Е, удельный расход электроэнергии е при общем снижении температур в камерах БХП и температурного уровня герметичного компрессора холодильного агрегата.

Выводы

1) Степень орошения конденсатора влияет на температуру конденсации переменно, в зависимости от температуры окружающего воздуха. При температурах 20…25⁰С увеличение подачи воды на поверхность более 0,01 дм³/час влияет на температуру конденсации незначительно. При температурах окружающего воздуха в диапазоне 40…43⁰С температура конденсации уменьшается на 8-16%

2) Увеличение расхода воды на орошение поверхности конденсатора от 0 до 0,1 дм³/ч оказывает наиболее существенное влияние на снижение температуры конденсации t_k, которое составляет 7-10 ⁰С. При этом наибольшие значения падения температуры относятся к режимам с меньшим массовым расходом холодильного агента, циркулирующего в холодильном агрегате.

3) Рациональным для исследуемых температурных режимов работы холодильника при температуре окружающего воздуха ниже t_окр = 25⁰С, можно считать расход воды в пределах 0,06..0,07 дм³/ч - для орошения 100% площади конденсатора, и 0,03..0.04 дм³/ч. -для орошения 50% площади конденсатора и 0,01 …0,02 при орошении 30% площади конденсатора

4) При испарительном охлаждении поверхности конденсатора орошением при температуре окружающего воздуха tокр= 43⁰С температура поверхности компрессора снижается, в среднем, на 8-12 ⁰С. При tокр= 20⁰С снижение температуры поверхности патрубка нагнетания компрессора составляет 4-6 ⁰С.

Таким образом, результаты испытаний холодильного агрегата с испарительным конденсатором и со штатным конденсатором показали, что введение в состав агрегата испарительного конденсатора при режимах, близких к реальным условиям эксплуатации t_окр = 25⁰С и t₀ = -30⁰С при снижении температуры обмотки на 7-10⁰С

Размещено на Allbest.ru