Определение термодинамических параметров

В соответствии с циклом холодильной машины (рис. 2.1) определяются параметры узловых точек по таблицам насыщенных паров фреона – 404А (табл. 2.8).

Рис. 2.1. Цикл паровой холодильной машины

Температура перегрева рабочего тела перед компрессором определяется как

,

где ΔТ_вс – перегрев на всасывании в компрессор.

Для фреонов ΔТ_вс = (15 ¸30) К. Принимаем ΔТ_вс = 15 К, тогда

Т_пер = 238 + 15 = 253 К.

Температура переохлаждения рабочего тела перед дроссельным вентилем определяется из условия регенеративного теплообмена:

.

Откуда i_3¢ = i₃ – i₁ + i_1¢ = 263 – 361 + 349 = 251 кДж/кг;

Таблица 2.8

Параметры узловых точек

Степень повышения давления в компрессоре:

; .

Удельная массовая холодопроизводительность:

; кДж/кг.

Массовый расход рабочего вещества:

; кг/с.

Действительная объемная производительность компрессора:

; м³/с.

По графику определяем коэффициент подачи λ. При степени повышения давления π = 11,1; λ = 0,42.

Объем, описываемый поршнями (требуемый):

; м³/с.

По требуемому описываемому поршнями объему производится выбор компрессора.

Проектируемый холодильный компрессор относится к ряду компрессоров средней холодопроизводительности (Q₀ = 12 ¸ 120 кВт). При проектировании таких компрессоров предпочтение отдают бескрейцкопфным непрямоточным ПК в основном со встроенным электроприводом и частотой вращения 24 с^-1.

Исходя из этих рекомендаций, базой проектируемого компрессора был выбран холодильный ПК ПБ – 100 – 2 – 4 (ПБ – поршневой бессальниковый; 100 – номинальная холодопроизводительность компрессора, кВт; 2 – работа на R – 22; 4 – низкотемпературный диапазон работы). Техническая характеристика компрессора ПБ – 100 – 2 – 4 представлена в табл. 2.9.

Кинематическая схема компрессора – восьмирядный с VV-образным расположением цилиндров, двухколенным валом с размещением кривошипов под углом 180º относительно друг друга (рис. 2.2). Угол между рядами цилиндров 45º.

Диаметр цилиндра компрессора:

,

где z – число цилиндров, k_i – параметр сил инерции определяется из равенства

,

где n – частота вращения вала компрессора, s – ход поршня.

Таблица 2.9.

Техническая характеристика компрессора ПБ – 100 – 2 – 4

Рис. 2.2. Кинематическая схема компрессора

Тогда параметр сил инерции:

;

м.

Принимается стандартное значение диаметра D = 0,085 м.

Средняя скорость поршня:

; м/с.

Объем описываемый поршнями при принятом D:

м³/с.

Превышение значения V_h при принятом D от требуемого составляет 5 %, следовательно, принятый D соответствует данной холодопроизводительности.

Удельная адиабатная работа компрессора:

; кДж/кг.

Вычисляем полные параметры цикла, учитывая принятый D:

Количество циркулирующего рабочего тела в компрессоре:

; кг/с.

Холодопроизводительность:

кВт.

Адиабатная мощность компрессора:

; кВт.

Индикаторная мощность компрессора:

,

где η_i – индикаторный КПД, определяющийся графически [7, рис. 3].

; кВт.

Эффективная мощность:

,

где N_тр – мощность трения и равен

,

где р_{i тр} – удельное давление трения.

Для R – 404A принимаем р_{i тр} = 40·10³ Па, т.к. считаем фреон – 404А аналогом фреона – 22.

кВт; кВт.

Механический КПД компрессора:

; .

Действительный холодильный коэффициент:

;