Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Холодильные машины

Содержание

Введение………………………………………………………………..	2
1.Тепловой расчёт цикла…………………………………………..	3
2.Разработка компрессора………………………………………...	5
2.2.Конструктивный расчёт основных узлов и деталей компрессора……	6
2.3.Расчет газового тракта компрессора……………………………………	12
2.4. Динамический расчет компрессора…………………………………...	16
2.5. Уравновешивание и расчет системы смазки…………………………	21
3.Разработка конденсатора………………………………………………….	30
4.Разработка испарителя…………………………………………………….	34
Литература……………………………………………………………………	37
Приложение.

Введение.

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

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

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

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

Для переноса теплоты в машинах при осуществлении холодильного цикла используются рабочие вещества, которые называют также холодильными агентами. Холод к объекту охлаждения обычно передается с помощью промежуточного теплоносителя(воздуха, воды, рассола и др.).

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

В настоящее время преимущественно используют холодильные машины компрессорного типа.

1.Тепловой расчет цикла

Цикл, расчет которого будет производиться представлен на рисунке:

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

Исходные данные для расчета следующие:

Холодопроизводительность Q_о, кВт		115
Температура, К:
кипения Т_о		271
конденсации Т_к		307
Рабочее вещество		R717 (аммиак)

Принятая величина перегрева рабочего тела перед компрессором при работе на аммиаке ∆Т_пер=5К.

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

Таблица 1.1 Параметры узловых точек.

Параметры	Узловые точки
Параметры	1	1’	2	3	3’	4
Р, МПа	3,982	3,982	13,121	13,121	13,121	3,982
h, кДж/кг	1484	1458	1661	344	358	344
Т,	8	-2	95	31	34	-2
υ, м³/кг	0,325	0,31	0,128	-	-	0,038

Удельная массовая холодопроизводительность

кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества:

кг/с

Действительная объемная производительность:

м³/с

Удельная адиабатная работа компрессора:

кДж/кг

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

Максимальная индикаторная мощность компрессора:

кВт,

где k=1,16 – показатель адиабаты аммиака;

м³/с – теоретический объем описываемый поршнями;

- максимальное давление кипения (при Т=283К)

Индикаторная мощность:

кВт,

где - индикаторный коэффициент

Мощность трения

кВт,

где - удельное давление трения, кПа

Эффективная мощность:

кВт

Максимальная эффективная мощность:

кВт

Механический КПД компрессора:

Эффективный КПД компрессора:

Эффективный холодильный коэффициент:

2.Разработка компрессора

Расчет основных параметров компрессора

Отношение давлений

Коэффициент подачи находим по графику (/1/ стр. 106)

Теоретический объем описываемый поршнями:

м³/с

Число цилиндров для поршневых холодильных компрессоров выбирают в пределах 2-8

Принимаем число цилиндров Z=8

Диаметр цилиндра компрессора:

Принимаем D=0,11м.

Для непрямоточных машин

Ход поршня

Частота вращения вала компрессора:

c^-1

Принимаем n=24 c^-1

Средняя скорость поршня:

Теоретический объем, описываемый поршнями:

м³/с

2.2.Конструктивный расчёт основных узлов и деталей компрессора.

Конструктивный расчет основных узлов и деталей компрессора.

По принятому диаметру цилиндра компрессора произведем конструктивный расчет основных узлов и деталей компрессора.

Поршень

Толщины днища:

м;

Толщина стенки:

м;

Высота поршня:

м;

Расстояние между нижней кромкой поршня и осью поршневого пальца:

м;

Наружный диаметр поршневого пальца:

м;

Внутренний диаметр поршневого пальца:

м;

Расстояние между бобышками поршня (длина шатунного подшипника):

м;

Длина бобышки:

м;

Толщина поршневого кольца:

м;

Высота поршневого кольца:

м;

Длина поршневого пальца:

м;

Внутренний диаметр пальца:

м;

Диаметр отверстий под палец:

м;

Внутренний диаметр поршня:

м;

Высота до канавки:

м;

Диаметр без учета канавок:

м;

Диаметр:

м;

Высота до оси пальца:

м;

Расстояние от оси до днища:

м;

Высота до канавки кольца:

м;

Расстояние между канавками:

м;

Высота верхней части:

м;

Рабочая длина бобышки:

м;

Полная длина пальца:

м;

Поршневые кольца

Радиальная толщина кольца:

м;

Высота кольца:

м;

Величина теплового зазора замка кольца:

Количество уплотнительных колец (зависит от скорости вращения вала):

т.к. n=24 рад/с, то 2 кольца

Расстояние между соседними поршневыми кольцами выбирается равным высоте кольца.

Крышка цилиндра

Высота крышки:

м;

Диаметр крышки:

м;

Длина крышки:

м;

Ширина крышки:

м;

Диаметр шпильки:

м;

Ширина выступа под шпильку:

м;

Ширина выступа до оси шпильки:

м.

Гильза цилиндра

Толщина:

м;

Внешний диаметр:

м;

Средний диаметр:

м.

Шатун

Внутренний диаметр втулки верхней головки шатуна:

м;

Диаметральный зазор между поршневым пальцем и внутренней поверхностью втулки:

м;

Внутренний диаметр верхней головки шатуна (наружный диаметр втулки):

м;

Наружный диаметр верхней головки шатуна:

м;

Внутренний диаметр вкладыша нижней головки шатуна (диаметр шатунной шейки):

м;

Внутренний

м;

Наружный диаметр нижней головки шатуна:

м;

Первоначальная длина шатуна:

м;

где S – ход поршня.

Толщина верхней головки шатуна:

м;

Толщина нижней головки шатуна:

м;

Наружный диаметр шатунного болта:

м;

Принимаем по ГОСТ 9253-59 болт М12

Длина верхней головки:

м;

Толщина стенки втулки верхней головки:

м;

Внешний диаметр втулки:

м;

Диаметр шатунного болта:

м;

Расстояние между болтами:

м;

Диаметр головки болта:

м;

Диаметр отверстий под болт:

м;

Ширина нижней головки:

м;

Ширина шатунного подшипника:

м;

Ширина крышки:

м;

Ширина стержня:

м;

Высота полки стержня:

м;

Ширина полки:

м;

Толщина среднего сечения:

м.

Коленчатый вал

Диаметр шатунной шейки:

м;

Длина шатунной шейки:

м;

Толщина галтели:

м;

Ширина галтели:

м;

Диаметр коренной шейки коленчатого вала:

м;

Длина коренной шейки коленчатого вала:

ширина стандартного подшипника;

Число цилиндров на шатунной шейке:

;

Поправка на кинематическую схему:

м;

Длина участка под сальник:

м;

Длина участка со стороны масляного насоса:

м;

Размеры:

м;

м.

Радиус кривошипа:

м.

Сальник

Диаметр шейки под сальник:

м;

Внутренний диаметр уплотнительного кольца:

м;

Наружный диаметр уплотнительного кольца:

м;

Внутренний диаметр плоской прокладки:

м;

Наружный диаметр плоской прокладки:

м;

Расчет масс деталей компрессора

Масса шатунной шейки:

кг;

Масса поршня:

кг;

Масса шатуна:

кг;

Масса щеки вала:

кг;

Масса средней части коленчатого вала:

кг;

Масса концевой части коленчатого вала:

кг;

Масса коленчатого вала:

кг.

2.3.Расчет газового тракта компрессора.

Исходя из допустимых средних скоростей пара в элементах газового тракта определим площади проходных сечений всасывающего и нагнетательного патрубков клапанов компрессора.

Рекомендуемые скорости пара в проходных сечениях компрессора

Проходное сечение	Рекомендуемая скорость пара
Всасывающий патрубок (вентиль)	20-25
Окна в цилиндрах	15-20
Всасывающий клапан: седло и розетка щель	25-30 40-60
Нагнетательный клапан: седло и розетка щель	30-35 40-60
Нагнетательный патрубок (вентиль)	25-30

Диаметр всасывающего патрубка компрессора:

где V_h – теоретический объем описываемый поршнями;

λ – коэффициент подачи компрессора;

ω_вс=22 м/с - принятая скорость пара во всасывающем патрубке

Принимаем D_вс=0,07 м, тогда

м/с

Диаметр нагнетательного патрубка компрессора:

υ₂ – удельный объем пара на нагнетании;

ω_н=28 м/с – принятая скорость пара в нагнетательном патрубке

υ₁ – удельный объем пара на всасывании в компрессор.

Принимаем D_н=0,032 м, тогда

м/с;

Площадь поршня

м²

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

Для данного компрессора кольцевой всасывающий клапан.

Площадь походного сечения щели всасывающего кольцевого клапана:

м²;

где с_m – средняя скорость поршня;

=50 м/с – принятая скорость пара в щели всасывающего клапана Внутренний диаметр пластины:

где h – принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011÷0,0015м),

Принимаем d_вн=0,118 м.

Площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана:

м²

Диаметр отверстий:

В качестве нагнетательного выбираем однокольцевой клапан, размещенный в крышке цилиндра.

Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана:

м²,

где=55 м/с – принятая скорость пара в щели нагнетательного клапана

Средний диаметр кольцевой пластины:

где h – принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011÷0,0015м)

Принимаем d_ср=0,073м.

Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана.

м²

где где=33 м/с – принятая скорость пара в седле нагнетательного клапана

Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана.

где r_ср – средний радиус кольцевого канала.

Принимаем m=0,006 м, тогда

м/с.

На рис 2.1 показаны скорости пара в рассмотренных элементах газового тракта компрессора

Рис. 2.1. Изменение скорости пара по газовому тракту компрессора.

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

МПа;

где =4 - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля,

= кг/м³ - плотность пара аммиака на всасывании в компрессор. Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора

МПа,

где = 3,5 –принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля;

р_н =

кг/м³– плотность пара аммиака на нагнетании. Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана

Ф_вс._кл =

м²,

где . Коэффициент местного сопротивления кольцевых всасывающего и нагнетательного клапанов принимаем _щ.н.к = 2.

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане

м/c .

Скорость звука в аммиаке на всасывании

м/с,

где k = 1,3 — показатель адиабаты; R= 68,7 Дж/(кг-К) — газовая постоянная.

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

М_вс.кл = с_вс.кл/а_вс = 70,41/151,5 = 0,46.

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемому условию М_кл < 0,5 .

Гидравлические потери в кольцевом всасывающем клапане

МПа.

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана

м².

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане

м/с.

Скорость звука в аммиаке на нагнетании

α_н =

м/с.

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане

(<0,5)

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемым значениям М_кл.

Гидравлические потери в нагнетательном клапане

Гидравлические потери на стороне всасывания

Гидравлические потери на стороне нагнетания

2.4.Динамический расчет компрессора.

Построение расчетной 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 (tgφ+1)ⁿ= tgψ+1. устанавливающем вязь между координатами определенных политропы и разностями координат этих точек.

Индикаторная диаграмма adec’cbfa’a строится в системе координат S, PyF_п. По оси абсцисс в принятом масштабе откладываем значения мертвого пространства:

м и хода поршня S=0,066 м. По оси ординат в масштабе откладываем силы от давления пара на поршень.

Потери давления на всасывании и нагнетании:

МПа

Сила от давления всасывания:

Сила от давления кипения:

Сила от давления конденсации:

Сила т давления нагнетания :