Проектирование теплового насоса

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. История предприятия

В 1896 году на окраине г. Сумы, возле железнодорожной станции, было заложено машиностроительное предприятие Бельгийского акционерного общества под наименованием: "Сумские машиностроительные мастерские (анонимное общество)". Учредителями АО, помимо зарубежных компаньонов, были известные украинские сахарозаводчики:

П.И. Харитоненко, Н.А. Суханов, Л.Е.Кениг, А.А. Гебиндер и другие предприниматели. По замыслу основателей АО должно было заниматься изготовлением и ремонтом оборудования для сахарных заводов, шахт Донбасса, железных дорог. В 1897 году предприятие выпустило первую партию несложной продукции. Здесь работало до 350 человек. В 1900-1902 годах расширяется номенклатура выпускаемой продукции. Началось изготовление выпарных аппаратов, свекловичных резок, фильтр-прессов, водяных насосов для сахарной промышленности, семафоров и стрелок для железных дорог. Начато освоение первых центрифуг для сахарных заводов. Это были простые машины, клепаной конструкции, с ручной выгрузкой осадка. Но их качество было неплохим.

В 1904 году АО возглавил Альберт Иосифович Бероунский, бельгийский подданный, ранее работавший техническим директором. Он смог частично заменит устаревшее оборудование, получить новые заказы для реконструкции Кияницкого сахарного завода. В 1908 году была изготовлена первая отечественная паровая машина мощностью 300 лошадиных сил. К этому времени на заводе успешно работали конструкторские группы по перепроектированию сахарных заводов, разработке документации на изготовление центробежных насосов и металлических конструкций. С 1912 года изменяется название акционерного общества. Оно теперь стало называться: анонимное общество "Сумские машиностроительные заводы". В это время здесь ухе работало 700 человек.

В период гражданской войны и иностранной интервенции предприятие, в основном, не работало, были разрушены и сожжены все ведущие цехи. К восстановлению при ступили в начале 1922 года на основании решения Харьковского губернского совнархоза. В 1922 году уже были завершены первые восстановительные работы. После завершения восстановительных работ были введены в эксплуатацию заново переоборудованные литейный и механический цехи. В номенклатуре завода появилась более сложная продукция - центробежные насосы, лебедки, фермы для железнодорожных мостов. Начали выпуск оборудования для электростанций, мостовых кранов, паровых котлов, электрических лебедок для шахт Донбасса.

В 1926 году завод дал продукции на 1655 тыс. рублей в ценах 1913 года, что составило 4,2% всей продукции машиностроения лишь Краматорский завод с показателем 4,8% опередил наше предприятие.

В 1930 году в стране принята программа развития тяжелой индустрии. На заводе взят курс на техническое совершенствование производства и внедрение новых технологических процессов. В том же году, когда на базе ряда старейших заводов страны был заложен фундамент новой отрасли - химического машиностроения, предприятие начало специализироваться как завод химического и нефтяного машиностроения. В 1931 году стали в строй новые производственные мощности: насосно-компрессорный цех, литейный и инструментальные цехи. Это значительно повысило производственный потенциал завода.

22 июня 1941 года. Весть о начале войны была страшной, но коллектив завода встретил ее с большим мужеством. Сотни трудящихся сразу же добровольцами пошли на фронт А те, кто остался, изготовляли вооружение, боеприпасы. Ежеднев- ные задания выполняли не менее чем на 250 процентов.

В 1948-1950 годах завод внес большой вклад в создание атомной промышленности страны. Учитывая высокое мастерство, коллективу поручили ответственное правительственное задание по изготовлению первых аппаратов для ядерной энергетики. Производство опытных изделий возглавил лично главный инженер завода П.Т. Гончаренко.

В 1949 году в г. Сумы было организовано новое предприятие - Сумский насосный завод. Он был создан на базе цеха центрифуг завода имени М.В. Фрунзе. На новое предприятие перешло 330 работников завода имени М.В. Фрунзе - квалифицированных инженеров, служащих и рабочих, которые и составили основу будущего коллектива насосников. К 1950 году завод уже располагал мощной производственной базой, квалифицированным составом ИГР, рабочий служащих, которым было по плечу решение сложных технических и производственных задач.

1950-1965 годы - это период, когда неуклонно повышался производственный потенциал завода, совершенствовались и перевооружались многие его цехи, рождались проекты новых машин и аппаратов. Наряду с развитием химического аппаратостроения, на первые рубежи выходит такое сложное и наиболее необходимое в те годы оборудование, как тяжелые компрессоры большой производительности и высокого давления. Это требовали создаваемые производства азотных минеральных удобрений, пластмасс, процессы глубокой переработки нефти и другие. Завод был единственным предприятием в стране, способным изготовлять тяжелые компрессорные машины, располагая необходимы технологическим оборудованием, квалифицированными кадрами и производственным опытом.

1965 - 1975 годы в развитии завода можно охарактеризовать как период наиболее интенсивного роста номенклатуры и объемов выпуска химического оборудования и дальнейшего технического оснащения производства.

В эти годы решалась поставленная правительством задача по химизации народного хозяйства страны, для чего требовалось резко увеличить темпы развития отрасли химического машиностроения.

В целях более эффективного решения этой задачи, концентрации всех конструкторских подразделений для ускорения внедрения достижений науки и техники в производство и, на этой основе, повышения технического уровня создаваемого нового химического оборудования, в 1965 году на заводе, на базе его конструкторских служб, было создано отдельное специальное конструкторское бюро.

В 1981 году первый насос, под руководством начальника управления главного технолога Ю.К-Братушки, успешно испытали на стенде Ленинградской АЭС. Подтвердились все технико-экономические и эксплуатационные расчеты. Генеральный конструктор главных циркуляционных насосов Л.А.Аркин по результатам испытаний "благословил" серийный выпуск насосов.

Все последующие ГЦН-195М и насосы II контура проходили приемосдаточные испытания на испытательной станции насосного производства, где весь процесс работы насоса был автоматизирован. Они проходили испытания по всем необходимым параметрам, вплоть до имитации аварийных ситуаций. Большую работу по организации такой проверки провели квалифицированные специалисты:

начальник испытательной станции С.Г.Обозный. Одновременно с освоением насосов ГЦН-195М организовали производство насосов второго контура АЭС в цехах № 6 и 7, а также некоторых крупных насосов на насосном производстве. В цехе №6 сосредоточили выпуск конденсатных насосов КСВА и сложных центробежных ЦН-50 и ЦН-60.

В период 1986-1990 годов в объединении продолжается рост номенклатуры и объемов выпуска оборудования для топливно-энергетического комплекса страны. Растет число разрабатываемых новых линий, установок, машин. С первых лет создания объединения был взят курс на увеличение поставок этого важнейшего оборудования, что значительно изменило портфель заказов и существенно увеличило номенклатурный перечень изготовляемой продукции. В этих условиях потребовались новые подходы к формированию годовых и перспективных планов производства, более оперативной связи с потребителями, проведения четкой договорной политики, совершенствования механизма межцеховых связей и жесткого контроля сроков исполнения.

Выполнив планы 1991 года, объединение вступило в 1992 год. Это был год начала вхождения предприятий Украины в рынок и он был весьма сложным.

В составе управления финансов и сбыта, во исполнение директивных документов Президента Украины и Государственного таможенного комитета, в декабре 1992 года было создано новое подразделение - отдел декларирования грузов. Основной задачей отдела являлось обеспечение внешнеэкономической деятельности объединения в условиях перехода к рыночным отношениям и в условиях полной независимости Украины. При этом отдел оформлял документацию не только на отгружаемую продукцию, но и на импорт. Становление отдела проходило в сложных условиях: отсутствие полноценной законодательной базы в Украине, неготовность специалистов к новому типу деятельности, большой объем экспортно-импортных операций.

На базе двух управлений: подготовки производства и финансово-сбытового в ноябре 1994 года создали новое подразделение - управление маркетинга и финансов.

В 1991-2007 годах в сложных условиях перехода к рынку благодаря мерам, принимаемым по структурной перестройке производства, внедрению новых подходов к управлению деятельностью объединения, объединение работало относительно стабильно, не было случаев остановки производства, полностью сохранена социальная сфера, которая содержится за счет собственных средств объединения, не уменьшилась численность работающих, заработная плата выплачивалась ежемесячно, нет долгов перед государственным бюджетом. В статусе акционерного общества, трудовой коллектив будет стремиться улучшать результаты производственно-хозяйственной деятельности, и на этой основе повышать благосостояние работников.

1.1 Предназначение теплонасосной установки

Принцип действия теплового насоса известен уже более 100 лет. Впервые в Европе мощный тепловой насос для отопления здания был применен в Цюрихе в 1938 г. Испытания теплового насоса проводились в 50-е годы в Высшем техническом училище, г. Дрезден. В ГДР первые тепловые насосы выполнены по системе воздух -воздух. Они были испытаны в начале 70-х годов в Институте воздушной и холодильной техники, г. Дрезден, в качестве комнатных агрегатов и в Институте энергоснабжения в качестве тепловых насосов с несколькими конденсаторами для непосредственного отопления жилых помещений, т. е. по расчлененной схеме. После завершения экспериментальной разработки комплексной системы использования энергии в Институте воздушной и холодильной техники, г. Дрезден, в 1978-1979 гг. в ГДР началось широкое применение тепловых насосов.

Тепловой насос осуществляет передачу внутренней энергии от энергоносителя с низкой температурой к энергоносителю с более высокой температурой. Поскольку в соответствии со вторым основным законом термодинамики тепловая энергия без каких-либо внешних воздействий может переходить только с высокого температурного уровня на более низкий, для осуществления теплонасосного цикла необходимо использовать приводную энергию. Поэтому процесс передачи энергии в направлении, противоположном естественному температурному напору, осуществляется в круговом цикле. В качестве примера приведена схема паровой холодильной машины, где рабочим веществом служит кипящая при низкой температуре жидкость, названная хладагентом, так как она уже в течение многих лет применяется в холодильных установках.

Энергоносители, поставляющие тепловую энергию с низкой температурой для осуществления теплонасосного цикла, называют источниками теплоты. Они отдают тепловую энергию путем теплопередачи, конвекции и (или) излучения. Энергоносители, воспринимающие в теплонасосном цикле тепловую энергию повышенного потенциала, называют приемниками тепла. Они воспринимают тепловую энергию путем теплопередачи, конвекции и (или) излучения. Энергоноситель, служащий источником теплоты, поступает в испаритель, где испаряется жидкий хладагент. Теплота испарения, необходимая для этого, отбирается от источника тепла, так как испарение хладагента происходит при низкой температуре.

В круговом цикле пары испарившегося хладагента всасываются компрессором и сжимаются до высокого давления. При сжатии их температура повышается, что создает возможность отдачи тепловой энергии теплоприемнику.

Пары хладагента при повышенном давлении поступают в конденсатор, через который протекает энергоноситель, служащий приемником тепла. Его температура ниже температуры паров хладагента при повышенном давлении. При конденсации пара выделяется тепловая энергия, воспринимаемая теплоприемником. Из конденсатора жидкий хладагент через регулирующий вентиль (дроссельный клапан) поступает обратно в испаритель, и круговой цикл замыкается. В регулирующем вентиле высокое давление, при котором находится хладагент на выходе из конденсатора, снижается до давления в испарителе. Одновременно снижается его температура.

Таким образом с помощью теплового насоса возможна передача тепловой энергии от источника теплоты с низкой температурой к приемнику теплоты с высокой температурой при подводе извне механической энергии для привода компрессора (приводной энергии). Схема холодильной машины и теплового насоса отличается только назначением.

К холодильным машинам относится оборудование, которое позволяет осуществить отбор тепловой энергии от тел с температурой ниже температуры окружающей среды (т.е. производство холода). Если требуется получить определенное количество теплоты с высокой температурой или одновременно и теплоты, и холода, такое оборудование относят к тепловым насосам.

Теплопроизводительность (тепловая мощность) теплового насоса складывается из двух составляющих: теплоты, полученной испарителем от источника теплоты (так называемой холодопроизводительности Q0), и приводной мощности Р, с помощью которой полученная тепловая энергия поднимается на более высокий температурный уровень.

Отсюда можно дать следующее определение тепловым насосам:

«Тепловой насос представляет собой устройство, воспринимающее тепловой поток при низкой температуре (на холодной стороне), а также необходимую для привода энергию и использующее оба потока энергии при повышенной (по сравнению с холодной стороной) температуре в виде теплового потока».

Это определение действительно для компрессионных тепловых насосов, а также для абсорбционных и термоэлектрических насосов, использующих эффект Пельтье.

В абсорбционном тепловом насосе механический компрессор заменен термическим в виде дополнительного циркуляционного контура раствора с генератором (кипятильником) и абсорбером. Вместо электрической приводной энергии, подводимой к компрессионным тепловым насосам с электроприводом, к генератору подводят тепловую энергию. Однако для обоих процессов используются с помощью испарителя источники энергии в виде отработанной теплоты или энергии окружающей среды.

Обычно в процессе преобразования энергии энергия окружающей среды является конечным этапом процесса. Энергия, выделяемая при сжигании твердого топлива или в ядерных реакторах, проходит большое число преобразований, пока принимает необходимую для потребителя форму, полностью используется и, наконец, практически всегда переходит в энергию окружающей среды.

Тепловые насосы требуют совершенно иного теоретического подхода.

Здесь в начале процесса в качестве источника теплоты наряду с приводной энергией используется также и энергия окружающей среды.

В настоящее время отопление и горячее водоснабжение городских объектов осуществляется, как правило, от централизованных систем теплоснабжения. Источником тепловой энергии в таких системах являются городские ТЭЦ, на которых осуществляется комбинированная выработка электроэнергии и тепла, или районные котельные. Преимущества централизованного теплоснабжения широко признаны. С термодинамической точки зрения комбинированное производство электроэнергии и тепла на ТЭЦ является гораздо более эффективным, чем раздельное производство электроэнергии на конденсационных тепловых электростанциях и тепла котельными.

Вместе с тем применение централизованных систем теплоснабжения имеет свои недостатки и ограничения. Строительство протяженных теплотрасс к удаленным объектам, а также к объектам в районах с малой плотностью застройки, сопряжено со значительными капитальными вложениями и большими тепловыми потерями на трассе. Их эксплуатация впоследствии также требует больших затрат. Серьезные проблемы возникают и при реконструкции существующих объектов и строительстве новых в обжитых городских районах с плотной застройкой. В этих случаях увеличение тепловых нагрузок создает для застройщика часто непреодолимые трудности, в том числе финансовые, при получении и реализации технических условий на подключение к районной тепловой сети.

Действующие в настоящее время тарифы на тепловую энергию в сочетании с затратами на подключение к городским тепловым сетям заставляют все чаще задумываться над альтернативными способами теплоснабжения.

Принцип работы ТНУ: в испарителе теплового насоса тепло невысокого температурного потенциала отбирается от некоего источника низкопотенциального тепла и передается низкокипящему рабочему телу теплового насоса. Полученный пар сжимается компрессором. При этом температура пара повышается и тепло на нужном температурном уровне в конденсаторе передается в систему отопления и горячего водоснабжения. Для того, чтобы замкнуть цикл, совершаемый рабочим телом, после конденсатора оно дросселируется до начального давления, охлаждаясь до температуры ниже источника низкопотенциального тепла, и снова подается в испаритель. Таким образом тепловой насос осуществляет трансформацию тепловой энергии с низкого температурного уровня на более высокий, необходимый потребителю. При этом на привод компрессора затрачивается механическая (электрическая) энергия. При наличии источника низкопотенциального тепла с более или менее высокой температурой количество тепла, поставляемого потребителю, в несколько раз превышает затраты энергии на привод компрессора. Отношение полезного тепла к работе, затрачиваемой на привод компрессора, называют коэффициентом преобразования теплового насоса, и в наиболее распространенных теплонасосных системах он достигает 3 и более.

В качестве низкопотенциального источника тепла можно использовать грунтовые воды, стоки, речную и морскую воду, низкопотенциальные источники тепла на электростанциях, градирнях. Особенно тепловой насос является выгодным при высокой цене на топливо и относительно низкой цене на электроэнергию. Такая ситуация имеет место в многих европейских странах, где основная часть электроэнергии вырабатывается на АЭС и ГЭС.

1.2 Выбор схемы и расчет цикла теплонасосной установки

1.2.1 Выбор схемы теплонасосной установки

Для теплонасосной установки (ТНУ) целесообразно будет применить цикл холодильной машины с регенеративным теплообменником. В этой схеме пар рабочего вещества выходящий из испарителя (маслоохладителя) в состоянии 7 (рисунок 1.1) направляется в регенеративный теплообменник, где он нагревается за счет более теплого рабочего вещества, выходящего из конденсатора, которое при этом охлаждается. В результате регенерации эффективность установки увеличивается.

Рисунок 1.1 - Схема ТНУ и ее цикл в T,s и p,i - диаграммах

1.2.2 Исходные данные

Среда потребителя: вода;

Хладагент: R 142b

Утилизируемая среда : масло И-40;

Параметры среды потребителя :

t1п =550С - температура на входе в ТНУ;

t2п =750С - температура на выходе из ТНУ;

Параметры утилизируемой среды :

t1у = 570C - температура на входе в испаритель (маслоохладитель);

t2у = 500C - температура на выходе из испарителя;

Необходимые значения КПД:

зs = 0,8 - адиабатный КПД.

змех = 0,97 - механический КПД;

здв = 0,95 - КПД двигателя;

Определение расчетных температур:

tи = t1у -12 = 57 - 12 = 450C;

tк = t2п + 5 = 75 + 5 = 800С;

t1 = tи + 10 = 45+ 10 = 550С;

t4 = t1п + 10 = 55 + 10 = 650С;

Определение энтальпий:

I5 = i4 - (i1 - i7) = 284 - (454 - 444) = 274 кДж/кг;

i2 = (i2s - i1)/зs + i1 = (478- 454)/0,8 + 454 = 484 кДж/кг

Таблица 1.1 - Характеристики в расчетных точках

Параметр	Точки
	1	2s	2	3	4	5	6	7
p, МПа	0,6	1,4	1,4	1,4	1,4	1,4	0,6	0,6
t, 0C	55	96	103	80	65	58	45	45
i, кДж/кг	454	478	484	305	284	274	274	444
,м3/кг	0,046	-	-	-	-	-	-	-

1.2.3 Определение удельных параметров цикла

Удельная тепловая нагрузка на конденсатор:

qкд = i2 - i3 = 484- 305 = 179 кДж/кг;

Удельная тепловая нагрузка на переохладитель конденсата:

qпк = i3 - i4 = 305- 284 = 21 кДж/кг;

Удельная тепловая нагрузка на регенеративный теплообменник:

qрт = i4 - i5 = 284 - 274 = 10 кДж/кг;

Удельная тепловая нагрузка на испаритель:

qи = i7 - i6 = 444- 274 = 170 кДж/кг;

Удельная адиабатная работа компрессора:

ls = i2s - i1 = 478 - 454 = 24 кДж/кг;

Удельная работа компрессора:

l = i2 - i1 = 484- 454= 30 кДж/кг;

1.2.4 Определение режимных параметров ТНУ

Массовый расход хладагента:

Тепловая нагрузка на конденсатор:

Qкд = ma • qкд = 0,36 • 179 = 64.44 кВт;

Тепловая нагрузка на переохладитель конденсата:

Qпк = ma • qпк = 0,36 • 21 = 7.56 кВт;

Теплопроизводительность:

QТ = Qкд +Q пк = 64.44+7.56=72 кВт;

Тепловая нагрузка на регенеративный теплообменник:

Qрт = ma • qрт = 0,36 • 10 = 3.6 кВт;

Адиабатная мощность компрессора:

Ns = ma • ls = 0,36 • 24 = 8.64 кВт;

Мощность компрессора:

Ni = Ns / зs = 8.64/0,8=10.8 кВт;

Мощность, подведенная к компрессору:

Ne = Ni /змех = 10.8 / 0,97 = 11.13 кВт;

Потребляемая мощность:

Nпр = Ne /здв =11.13 /0,95 = 11,72 кВт.

Коэффициент преобразования ТН:

ц = Qт/Nпр = 72/11,72= 6,14

Массовый расход потребителя через ТН:

1.3 Расчет теплопритоков отапливаемого помещения.

1.3.1 Расчет толщины изоляции

Задаемся следующими размерами помещения 60х24х6 м. Следовательно:

- площадь помещения 1440 м2

- объем помещения 8640 м3

Расчет толщины изоляции наружной стены цеха с северной стороны:

Рисунок 1.2 - Конструкция стены

Действительный коэффициент теплоотдачи:

Для каждого материала выбираем соответствующие коэффициенты теплопроводности и толщины:

=0,21 Вт/мК; =0,02м;

=0,82 Вт/мК; =0,38м;

Для внутренних поверхностей стен отапливаемых помещений

Для наружных поверхностей стен

Действительный коэффициент теплоотдачи:

1.3.2 Расчет коэффициента теплоотдачи окон цеха

Рисунок 1.3 - Конструкция окна

Для каждого материала выбираем соответствующие коэффициенты теплопроводности и толщины:

Вт/мК; м;

Вт/мК; м;

Для внутренней поверхности окон

Для наружной поверхности окон

Действительный коэффициент теплоотдачи:

1.3.3 Расчет коэффициента теплоотдачи дверей цеха

Для материала (сталь) соответствующий коэффициент теплопроводности и толщины:

Вт/мК;

м;

Для внутренней поверхности двери

Для наружной поверхности двери

Действительный коэффициент теплоотдачи:



1.3.4 Расчет изоляции для покрытия цеха

Рисунок 1.4 - Конструкция покрытия

Для каждого материала выбираем соответствующие коэффициенты теплопроводности и толщины:

Вт/мК; м;

Вт/мК; м;

Для внутренних поверхностей потолка

Для наружных поверхностей бесчердачных покрытий

Действительный коэффициент теплоотдачи:

1.3.5 Расчет толщины изоляции для пола:

Рисунок 1.5 - Конструкция пола

Для каждого материала выбираем соответствующие коэффициенты теплопроводности и толщины:

Вт/мК; м;

Вт/мК; м;

Для поверхностей пола

Действительный коэффициент теплоотдачи:

1.3.6 Расчет теплопритоков через ограждение

Теплоприток через ограждения можно найти по формуле:

где Q1T - теплоприток, обусловленный разностью температур в помещении и снаружи,

Q1С - теплоприток, обусловленный наличием солнечной радиации.

Найдем для каждой стены пола и покрытия эти составляющие теплопритока через ограждение:

Теплоприток от разности температур:

- стены:

Вт

-окна:

Вт

-двери:

Вт

-покрытие:

Вт

-пол:

Вт

Суммарный теплоприток от разности температур:

Вт

Теплоприток от солнечной радиации:

,

где - условная разность температур:

- западная стена:

 Вт

- восточная стена:

Вт

- южная стена:

Вт

- покрытие:

Вт

Суммарный теплоприток от солнечной радиации:

Вт.

Суммарный теплоприток через ограждение:

Вт

1.3.7 Расчет вентиляционного теплопритока

Вентиляционный теплоприток можно найти по формуле

Принимаем число рабочих в помещении 25 человек.

Вентиляционный теплоприток в помещении:

Вт

1.3.8 Расчет эксплуатационных теплопритоков

Теплоприток эксплуатационный можно найти по такой формуле:

Теплоприток от освещения:

Вт

где, А - количество тепла выделяемого на 1 м2 пола (для производственных помещений 4,5 Вт/м2);

F - площадь помещения, м2

Вт

Теплоприток от работающих людей:

Вт

где, - тепловыделение от 1 человека (при тяжелой физической работе 350 Вт);

- число людей, работающих в данном помещении.

Вт

Теплоприток от оборудования принимаем Вт

Теплоприток от открывания дверей:

 Вт

где, - удельный приток тепла от открывания дверей, Вт/м2;

- площадь пола помещения, м2.

Вт

Суммарный эксплуатационный теплоприток:

Вт

1.3.9 Суммарные теплопритоки

Тепловая нагрузка на оборудование:

Вт

Тепловая нагрузка на компрессор:

Вт

1.4 Расчет компрессора теплонасосной установки

1.4.1 Описание проектируемого компрессора

Проектируемый компрессор - холодильный, поршневой, одноступенчатый, непрямоточный, двухцилиндровый, вертикальный, с блок-картерным исполнением, простого действия, безкрейцкопфный, со встроенным электродвигателем, бессальниковый, со свободно-принудительной системой смазки (смазка от насоса и разбрызгиванием), стационарный, со среднетемпературным режимом работы, фреоновый, средней холодопроизводительности.

Смазка механизма движения осуществляется как с помощью разбрызгивания, так и с помощью шестеренчатого маслонасоса.

Норма расхода смазки для цилиндров составляет . Применяются масла типа ХФ-22-18.

В компрессоре применяются тронковые алюминиевые поршни, клапаны на всасывании и нагнетании приняты согласно расчетам - полосовые.

Охлаждение цилиндров - парами холодильного агента (R22). Пар через всасывающий патрубок проходит через электродвигатель, охлаждая его, гильзу и затем идет на всасывание. Место посадки уплотнено специальными паранитовыми прокладками.

Ротор электродвигателя выполняет роль маховика. Маховик в свою очередь является аккумулятором энергии поршневого компрессора, позволяющим преодолеть инерцию механизма движения в мертвых точках.

Маслонасос шестеренчатый встроенного типа. Масло после маслонасоса подается на смазку в пары трения через сверление в валу и шатуне. При этом перед попаданием в маслонасос оно проходит фильтр грубой очистки.

Подшипниковые опоры - шариковые двухрядные.

1.4.2 Термодинамический расчет холодильного компрессора

Холодильный агент R142

Охлаждение цилиндров парами холодильного агента

Исполнение бессальниковый

Холодопроизводительность

Для рабочего цикла определяем отношение давлений:

Определяем удельную массовую холодопроизводительность:

q0 = i7 - i6 = 444- 274 = 170 кДж/кг;

Определяем удельную объемную холодопроизводительность:

Определяем коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме:

Задаемся величиной , тогда

где, - компрессия на нагнетании

Коэффициент дросселирования:

где, - компрессия на всасывании.

Коэффициент подогрева:

Принимаем для

Тогда

Находим действительную объемную производительность компрессора:

Находим теоретическую объемную производительность компрессора:

Для рабочего цикла определяем мощность электродвигателя в следующем порядке:

Для безкрейцкопфных фреоновых поршневых компрессоров индикаторный КПД принимается в пределах 0,71…0,84.

Принимаю:

Адиабатную мощность компрессора определяем по формуле:

1.4.3 Определение геометрических размеров

Принимаем вертикальную двухрядную схему компрессора.

Для непрямоточных машин примем величину . Значение средней скорости поршня для безкрейцкопфных поршневых компрессоров должна лежать в пределах от 2,5 до 4,5 м/с. Ход поршня принимаем и частоту вращения коленвала , тогда

Определяем диаметр поршня ступени:

Принимаем D =110 мм.

Уточняем значение



Задаемся величиной:

Приближенно диаметр шейки коленвала, изготовленного из стали 40Х, можно определить по формуле:

Крутящий момент можно найти по формуле:

Для стали 40Х, вид термообработки улучшение, допустимое касательное напряжение составляет

Отсюда можно найти касательное напряжение при кручении:

.

где, k - коэффициент запаса прочности, (k = 2…3)

Подставим эти значения в выражение для диаметра коренной шейки :

Принимаем d=40 мм

Диаметр шейки коленвала:

Относительная длина шатуна:

Длина шатуна:

Масса поступательно движущихся частей определяем по найденному значению пользуясь графиком [1] риc. 31.

1.4.4 Газодинамический расчет компрессора

1.4.4.1 Расчет полосового клапана

Скорость холодильного агента в клапанах:

где - средняя скорость поршня.

Допустимая скорость хладагента в седле и розетке клапанов: всасывающего , принимаем ; нагнетательного, принимаем .

Скорость звука в клапанах:

- всасывающий

- нагнетательный

При проектировании клапанов должно выдерживаться условие:

Условие выполняется.

Эквивалентная площадь клапана

- на нагнетании ;

- на всасывании .

,

где - коэффициент расхода щели;

- коэффициент сопротивления щели полосового клапана.

Площадь проходного сечения щели:

.

Принимаем ширину щели .

Требуема длина щели:

Принимаем 6 щелей по

1.4.4.2 Расчет нагнетательного патрубка

Скорость холодильного агента в нагнетательном патрубке:

Принимаем для нагнетательного патрубка ([1], табл. 5.2).

Диаметр нагнетательного патрубка:

.

Принимаем .

1.5 Расчет всасывающего патрубка

Скорость холодильного агента во всасывающем патрубке:

Принимаем для всасывающего патрубка .

Диаметр всасывающего патрубка:

Принимаем .

1.5.1 Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя:

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый (ГОСТ 19523-81).

Мощность электродвигателя , типоразмер 4А225М4У3,

Технические характеристики:

o Рном=55 кВт

o Uном=380 В

o nном=1480 об/мин

o sном=1,4 %

o sкр=10%

o кпд=92,5 %

o

o Мп/Мн=1,3

o Ммах/Мном=2,5

o Ммин/Мном=1

o Iп/Iном=7

o j=0,64 кг·м3

o Масса - 355 кг

Холодильный коэффициент поршневого компрессора равен:

1.5.2 Динамический расчет компрессора

Динамический расчет компрессора ведем с помощью программного обеспечения TURBO PASCAL 7.0:

Текст программы:

ИСХОДHЫЕ ДАHHЫЕ

p1, кПа p2, кПа am D, м S, м nO, об/мин

600 1400 0.04 0.11 0.082 1440

lambdaR n m ms, кг Nинд, кВт ETAмех

0.2 1.248 1.164 1.62 35.9 0.95

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

(все силы в кH, углы в градусах )

модуль Fтр.пс = 0.288 Fтр.вр = 0.192 Pr.2= 5.702

альфа= 0.0 x=0.0000 Pg1= -13.304

J= 1.812 Pсум= -5.502 N= 0.000

дельта= 0.0 Pшат= -5.502 T= 0.000 Z= -5.502

альфа= 21.9 x=0.0035 Pg1= -5.702

J= 1.620 Pсум= 1.908 N= 0.142

дельта=26.1 Pшат= 1.903 T= 0.837 Z= 1.708

альфа= 20.0 x=0.0030 Pg1= -6.303

J= 1.651 Pсум= 1.338 N= 0.091

дельта=23.9 Pшат= 1.335 T= 0.541 Z= 1.220

альфа= 40.0 x=0.0113 Pg1= -5.702

J= 1.209 Pсум= 1.497 N= 0.191

дельта=47.3 Pшат= 1.485 T= 1.091 Z= 1.008

альфа= 60.0 x=0.0236 Pg1= -5.702

J= 0.604 Pсум= 0.892 N= 0.152

дельта=69.7 Pшат= 0.879 T= 0.824 Z= 0.305

альфа= 80.0 x=0.0379 Pg1= -5.702

J= -0.022 Pсум= 0.267 N= 0.052

дельта=90.9 Pшат= 0.261 T= 0.261 Z= -0.004

альфа=100.0 x=0.0521 Pg1= -5.702

J= -0.546 Pсум= -0.258 N= -0.050

дельта=110.9 Pшат= -0.253 T= -0.236 Z= 0.090

альфа=120.0 x=0.0646 Pg1= -5.702

J= -0.906 Pсум= -0.618 N= -0.105

дельта=129.7 Pшат= -0.609 T= -0.469 Z= 0.389

альфа=140.0 x=0.0741 Pg1= -5.702

J= -1.104 Pсум= -0.816 N= -0.104

дельта=147.3 Pшат= -0.810 T= -0.438 Z= 0.681

альфа=160.0 x=0.0800 Pg1= -5.702

J= -1.188 Pсум= -0.900 N= -0.061

дельта=163.9 Pшат= -0.898 T= -0.249 Z= 0.862

альфа=180.0 x=0.0820 Pg1= -5.702

J= -1.208 Pсум= -0.920 N= -0.000

дельта=180.0 Pшат= -0.920 T= -0.000 Z= 0.920

альфа=180.0 x=0.0820 Pg1= -5.702

J= -1.208 Pсум= -1.496 N= -0.000

дельта=180.0 Pшат= -1.496 T= -0.000 Z= 1.496

альфа=200.0 x=0.0800 Pg1= -5.872

J= -1.188 Pсум= -1.647 N= 0.112

дельта=196.1 Pшат= -1.643 T= 0.455 Z= 1.578

альфа=277.1 x=0.0400 Pg1= -13.292

J= -0.107 Pсум= -7.985 N= 1.555

дельта=266.0 Pшат= -7.833 T= 7.814 Z= 0.541

альфа=220.0 x=0.0741 Pg1= -6.437

J= -1.105 Pсум= -2.128 N= 0.271

дельта=212.7 Pшат= -2.110 T= 1.141 Z= 1.775

альфа=240.0 x=0.0646 Pg1= -7.583

J= -0.906 Pсум= -3.076 N= 0.525

дельта=230.3 Pшат= -3.031 T= 2.332 Z= 1.936

альфа=260.0 x=0.0521 Pg1= -9.772

J= -0.546 Pсум= -4.905 N= 0.948

дельта=249.1 Pшат= -4.812 T= 4.494 Z= 1.720

альфа=280.0 x=0.0379 Pg1= -13.304

J= -0.022 Pсум= -7.912 N= 1.529

дельта=269.1 Pшат= -7.763 T= 7.762 Z= 0.128

альфа=300.0 x=0.0236 Pg1= -13.304

J= 0.604 Pсум= -7.287 N= 1.244

дельта=290.3 Pшат= -7.180 T= 6.734 Z= -2.492

альфа=320.0 x=0.0113 Pg1= -13.304

J= 1.209 Pсум= -6.681 N= 0.852

дельта=312.7 Pшат= -6.627 T= 4.868 Z= -4.496

альфа=340.0 x=0.0030 Pg1= -13.304

J= 1.650 Pсум= -6.240 N= 0.426

дельта=336.1 Pшат= -6.225 T= 2.524 Z= -5.691

альфа=360.0 x=0.0000 Pg1= -13.304

J= 1.812 Pсум= -6.078 N= 0.000

дельта=360.0 Pшат= -6.078 T= 0.001 Z= -6.078

1.5.3 Прочностные расчеты

1.5.3.1 Поверочный расчет днища поршня

Днище поршня рассчитываем как круглую плиту, заделанную по периметру.

Расчетное напряжение изгиба:

,

где, - максимальное избыточное давление;

- радиус заделки днища поршня,

- толщина днища; .

Тогда

1.5.3.2 Проверочный расчет поршневого пальца

Поршневой палец рассчитывается как балка на двух опорах с равномерно распределенной нагрузкой по длине шатунного подшипника.

Напряжение в пальце:

Максимальный изгибающий момент в среднем сечении пальца:

Газовая сила равна:

- соответствующие отрезки

Рисунок 1.6 - Поршневой палец



Момент сопротивления изгибу:

,

где ; - наружный и внутренний диаметр пальца.

Тогда

Допустимое значение ,

где - коэффициент запаса;

для стали 40Х.

- толщина пальца удовлетворяет прочностным характеристикам.

1.5.3.3 Прочностной расчет шатунных болтов

Шатунные болты проверяются на разрыв от максимальной силы инерции поршня и шатуна и усилия затяжки .

Разрывное напряжение равно:

,

где - число винтов;

Площадь наименьшего сечения болта:

Усилие от силы инерции шатуна:

,

Масса вращающейся части шатуна без крышки:

где, - масса шатуна.

- радиус кривошипа.

- угловая скорость вращения вала.

- из динамического расчета.

Для болтов стали 40Х:

Предел текучести:

Запас прочности , что вполне допустимо.

Расчет противовесов

Для уравновешивания сил инерции (их момента) от поступательно движущихся частей первого порядка и момента сил инерции от вращающихся масс применяют противовесы.

Суммарная масса противовесов для двухколенного вертикального поршневого компрессора:

,

где - радиус кривошипа;

- расстояние между шатунами;

- радиус противовеса;

- расстояние между противовесами.

Масса вращающихся частей:

,

где - масса шатунной шейки;

, т.к. - масса неуравновешенной части щеки;

- масса шатуна;

- масса поступательно движущихся частей.

Проверочный расчет подшипников

При проектировании компрессора были приняты шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1310 ГОСТ 28428-90 (средняя серия, самоустанавливающиеся).

- динамическая грузоподъемность подшипника;

По динамическому расчету определяем положение, при котором силы и достигают одновременно наибольших значений при .

; .

Поскольку расстояние между опорами одинаковые, то опоры нагружены одинаково:

Проверим предварительно принятые подшипники:

; для

Эквивалентная нагрузка:

,

где - коэффициент безопасности [3] с.214;

- температурный коэффициент;

- при вращении наружного кольца.

По таблице 9.24 из [3] с.220 при и - срок службы подшипников: - для шарикоподшипников.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:

.

Получаем, что , следовательно, подшипники подходят для данного компрессора.

холодильный компрессор цикл теплонасосный

1.6 Расчет горизонтального кожухотрубного конденсатора

1.6.1 Тепловой расчет конденсатора

Температура воды на входе: tw1 = 55оС

Температура воды на выходе: tw2 = 75оС

Температура фреона (R142b) на входе: tf1 = 103оС

Температура фреона на выходе: tf2 = 65оС

Массовый расход воды через конденсатор:

Температура конденсации холодильного агента в конденсаторе:

Среднелогарифмическая разность температур:

Принимаем основные размеры, характеризующие теплопередающую поверхность конденсатора: шахматный пучек из медных труб со стандартным наружным оребрением:

- внутренний диаметр ;

- диаметр окружности выступов ;

- диаметр окружности впадин ;

- шаг рёбер ;

- площади наружной поверхности 1м длинны трубы ;

- площади внутренней поверхности 1м длинны трубы ;

- коэффициент оребрения .

При средней температуре воды 650С:

- плотность воды ;

- кинематическая вязкость воды ;

- число Прандтля Pr = 2.8;

- теплопроводность воды л=0,6 Вт/мК.

Предварительно задаем скорость воды в трубах конденсатора.

Число труб в одном ходе:

.

Принимаем и уточняем скорость воды:

Число Рейнольдса:

- турбулентный режим течения;

Число Нуссельта:

,

Коэффициенты теплоотдачи со стороны воды:

,

Принимаем суммарное термическое сопротивление стенки трубы и загрязнений.

Плотность теплового потока:

Ориентировочное значение приняв тогда:

При распределении труб в трубной решетке в вершинах правильных шестиугольников и по сторонам правильных концентрических шестиугольников параметр m определяется следующим образом:

,

где, m - число труб, располагаемое по большей диагонали внешнего

шестиугольника;

S - горизонтальный шаг труб: S=1,3·dн=1,3·0,02=0,026 м;

L/D - длина трубы к диаметру трубы, принимаем равным 5.

Округляем до ближайшего нечётного числа и принимаем nв = m = 11.

Коэффициент теплоотдачи со стороны конденсирующегося фреона, отнесённый к внутренней поверхности труб:

где, л=0,0772 Вт/мК - теплопроводность R142b при tk;

м=2,5710-4- динамическая вязкость R142b при tk, Пас;

с = 923 - плотность R142b при tk, кг/м3;

r= 154,04 - теплота конденсации R142b при tk, кДж/кг.

Уравнения плотности теплового потока.

Таблица 1.2 - Плотности тепловых потоков

Иа	0.5	1	1,5	2,0
qw	17624	16883	16143	15402
qa	6413	10785	14618	18138

Строим графики зависимостей тепловых потоков и от температуры



Рисунок 1.7 - Графики зависимостей тепловых потоков и от температуры.

Из графика определяем: .

Более точно qвн находим по интернациональному выражению:

Общее число труб в аппарате:

Число ходов в аппарате по воде:

Принимаем z=6.

Внутренняя поверхность теплообмена:

.

Длина одной трубы в аппарате:

,

Внутренний диаметр аппарата:

,

где - число труб в наибольшей диагонали шестиугольника в трубной решетке.

1.6.2 Гидравлический расчёт

Гидравлическое сопротивление аппарата:

Суммарное гидравлическое сопротивление трения:

где,- коэффициент течения в трубном пространстве при турбулентном режиме течения:

Суммарное местное гидравлическое сопротивление:

,

где - коэффициент местного сопротивления.

,

где - число входных камер в крышке испарителя,

- коэффициент местного сопротивления входной камеры,

- число выходных камер,

- коэффициент местного сопротивления выходной камеры,

- число поворотов потока рассола внутри трубной решетки на ,

- коэффициент местного сопротивления поворота на .

Тогда гидравлическое сопротивление аппарата:

1.6.3 Расчет обечайки

Обечайка изготавливается из листовой стали, сварная, продольный стыковой шов выполненный ручной электродуговой сваркой. Коэффициент прочности сварного соединения . Допускаемые напряжения:

- нормативное для стали ВСт3сп ;

- для рабочего состояния ;

Исполнительная толщина стенки обечайки:

,

где - сумма всех прибавок толщины обечайки.

Ск=1 мм прибавка на коррозию или другой вид химического воздействия рабочей среды на материал.

Сэ=0 прибавка на эрозию учитывается тогда когда скорость движения среды в аппарате больше 20 м/с.

Сд=0,7 дополнительная прибавка по технологическим соображениям.

С0=0,6 прибавка на округление размера.

1.6.4 Расчёт патрубков

Расчет проводим исходя из уравнения неразрывности:

Патрубки для воды:

Принимаем d=32 мм.

Патрубки для холодильного агента:

Вход R142:

Скорость на входе w=15 м/c; плотность на входе с=105,7 кг/м3; расход фреона G=0,36кг/с.

Принимаем d=25 мм.

Выход R142:

Скорость на выходе w=2 м/c; плотность на входе с=848 кг/м3 ; расход фреона G=0,36 кг/с.

Принимаем d=15 мм.

1.6.5 Расчет эллиптического днища

Расчётное давление Ртр = 0,4 МПа, температура Т = 338 К.

В днище имеются два отверстия диаметром d=32 мм для входа и выхода охлаждающей воды, расположение симметрично относительно центра днища.

Коэффициент ослабления днища отверстиями:

;

где Dвн = 0,28 м - внутренний диаметр днища.

Исполнительную толщину эллиптического днища (крышки ) определяем по формуле:

;

В нашем случае даёт малую величину. По технологическим причинам выбираем толщину днища ддн = 5 мм, т. е. равной толщине обечайки. Суммарная прибавка к толщине днища: прибавка для компенсации коррозии 2 мм; прибавка для компенсации минусового допуска 0,6мм; технологическая прибавка 0,9мм тогда Ус = 0,0035м.

Допускаемое давление в камере в рабочем состоянии:

;

Допускаемое давление при гидравлических испытаниях:

.

1.7 Расчет горизонтального кожухотрубного испарителя

1.7.1 Тепловой расчет испарителя

Исходные данные:

Холодопроизводительность Q0 = 100 кВт

Температура кипения хладагента t0 = 45, 0C

Температура масла на входе: ts1 = 57оС

Температура масла на выходе: ts2 = 50оС

Расход масла

Площадь теплопередающей поверхности:

где, k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К)

Иm - средний температурный напор, 0С

Среднелогарифмическая разность температур равна:

Свойства масла при средней температуре:

- плотность с, кг/м3 865

- удельная теплоемкость сs , кДж/(кг·К) 1.992

Коэффициенты:

- теплопроводности лs , Вт/(м·К) 0,14

- кинематической вязкости нs , м2 / с 27·10-6

- динамической вязкости мs , Па·с 2,9·10-5

- число Прандтля Prж 412,629

Теплофизические свойства раствора принимаем из [3] табл. 8, с. 10.

Принимаем основные параметры, характеризующие теплопередающую поверхность: трубы медные с накатными ребрами диаметром 20х3 мм. Размеры профиля ребер: внутренний диаметр dвн =13,3 мм, диаметр по окружности ребер dр =20,6 мм, диаметр по окружности впадин dвп = 17,6 мм, шаг ребер sp = 1,5 мм, толщина у вершины ребра д = 0,4 мм, угол между ребрами б = 300 ([2], c. 333).

Коэффициент оребрения трубы:

Принимаем скорость масла в трубах, равной щ = 1,5 м/с. Тогда число труб в одном ходе аппарата равна:

Принимаем n1 = 9, тогда скорость масла равна:



Определяем режим движения раствора:

Режим движения раствора ламинарный, тогда число Нуссельта равно:

где, l/dвн - отношение длины трубы на внутренний диаметр.

При интервале 150 ? l/dвн ? 300 принимаем l/dвн =150, тогда:

Тогда коэффициент теплоотдачи со стороны масла равен:

Плотность теплового потока со стороны масла:

Где ? дi /лi - термическое сопротивление загрязнений и медной трубки с накатными ребрами, ? дi /лi = 0,2...0,3 ·10-3 (м2· К )/Вт.

Принимаем ? дi/лi = 0,25 ·10-3 (м2· К )/Вт. Тогда:

Плотность теплового потока со стороны рабочего вещества, отнесенного к внутренней поверхности:

Где p0 = 0,6 бар - давление кипения хладагента.

епр - коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб по высоте пучка;

Согласно [2], с. 331 епр = 1.

Определим удельный тепловой поток в испарителе графоаналитическим методом. Строим зависимости плотности теплового потока со стороны масла qFs= f(иs) и со стороны хладагента qFa= f(иa) в интервале температур 0 ? иa ? иm и иm ? иs ? 0, соответственно (рисунок 1.8).

Из рисунка 1.8 видно, что удельный тепловой поток равен qFвн = 3800 Вт/м2.

Внутренняя поверхность теплообмена в испарителе



Рисунок 1.8 - Расчет плотности теплового потока

1.7.2 Конструктивный расчет испарителя

Принимаем размещение труб на плоскости трубной решетки по периметрам правильных шестиугольников.

Шаг труб:

Принимаем s = 27 мм.

Принимаем отношение длины труб к диаметру аппарата k = l/D = 5.

Число труб, размещенных по диагонали внешнего шестиугольника:

Принимаем m = 18.

Внутренний диаметр обечайки:

C учетом неполного заполнения фреона в межтрубном пространстве испарителя принимаем Dвн = 500 мм.

Дина труб в пучке:

Принимаем l=2500 мм.

Общее количество труб в испарителе:

Принимаем n = 180. Число ходов в аппарате:

Принимаем z = 10.

Принимаем скорость фреона на входе в испаритель щвх = 5 м/с, на выходе щвых = 15 м/с.

Диаметр парового патрубка на входе в испаритель:

где нвх - удельный объем пара на входе в испаритель.

где x = 0,225 - содержание паровой фазы фреона.

с' , с'' - плотности жидкой и паровой фаз фреона, с' =1.055 кг/м3 , с'' =26.94 кг/дм3

м

Принимаем dвх = 50 мм.

Аналогично определяем диаметр выходного патрубка.

Удельный объем пара на выходе из испарителя нвых = 0,147 м3/кг, тогда:

м

Принимаем dвых = 50 мм.

Диаметр патрубков для хладоносителя:

Принимаем dхн = 30 мм.

1.7.3 Гидродинамический расчет испарителя

Местные сопротивления определяем по формуле Вейсбаха-Д'Арси:

где ж - коэффициент сопротивления.

Коэффициент сопротивления:

Где жтр - коэффициент сопротивления жидкостного трения.

а - количество входных камер, а = 10;

b - количество выходных камер b = 10;

c - количество поворотов потока раствора в крышках испарителя, с = 8;

ж1 = 1 - коэффициент местного сопротивления внезапного сужения прохода;

ж2 = 0,5 - коэффициент местного сопротивления внезапного расширения прохода;

ж3 =2 коэффициент местного сопротивления поворота на 1800 внутри крышки при переходе из одного пучка трубок в другой.

Для ламинарного режима движения формула Пуазейля:

Тогда



1.7.4 Прочностной расчет испарителя

1.7.4.1 Расчет обечайки

Исходные данные:

Диаметр обечайки Dвн , м 0,5

Длина обечайки l, м 2,5

Число труб n, м 180

Площадь теплообменной поверхности Fвн , м2 26,3

Давление в межтрубном пространстве ([2], c. 389, табл. 4.16):

- рабочее р0 , МПа 0,6

- расчетное рр , МПа 0,78

Рабочее (расчетное) давление в трубном пространстве ртр , МПа 0,4

Принимаем материал обечайки из стали Вст3сп по ГОСТ 380-94. Нормативное допускаемое напряжение стали Вст3сп у* = 140 МПа ([2], с.391, табл. 4.17).

Допускаемое напряжение для рабочего состояния материала обечайки корпуса испарителя:

[у]= з ? зз ? у*

Где з - коэффициент, учитывающий работу аппарата со взрыво- и пожароопасными продуктами з =1 для фреонов.

зз - коэффициент, учитывающий вид заготовки, для заготовок из проката зз =1.

[у]= 1 ? 1 ? 140 = 140 МПа

Допускаемые напряжения при гидравлических испытаниях:

[у]и = ут20 /1,1

где ут20 - минимальное значение предела текучести стали при 20 0С, ут20 = 210 МПа ([2], с.391, табл. 4.17).

[у]и = 210 / 1,1 = 191 МПа.

Расчетная толщина обечайки:

где ц - коэффициент прочности сварочного шва, для ручной электродуговой сварки ц = 0,95 ([6], с. 13, табл. 1.7)

с - прибавка к расчетной толщине стенки на коррозию, мм.

Принимаем прибавку на коррозию с = 1 мм.

Расчетная толщина стенки в рабочем состоянии равна:

Давление при гидравлическом испытании равно: pи = 1,3 · pр = 1,3 · 0,78 = 1,01 МПа.

Расчетная толщина стенки при гидравлическом испытании:

Согласно [6], табл. 25 принимаем исполнительную толщину стенки s = 5 мм.

Допускаемое давление в рабочем состоянии:

Условие прочности: [p] = 1,32 МПа > рр =0,78 МПа - выполняется.

Допускаемое давление при гидравлическом испытании:

Условие прочности: [p]и = 1,8 МПа > ри =1,01 МПа - выполняется.

Применимость расчетных формул: (s - c)/Dвн = (5-1) / 500 = 0,008 < 0,1 - условие применимости выполняется.

1.7.4.2 Расчет эллиптического днища

Материал днища изготавливаем из стали Вст3сп по ГОСТ 380-94.

Расчетная толщина стенки днища:

где с1 - прибавка к коррозии материала стенки днища.

ц=1 - Так как днище изготовлено из цельного материала.

С учетом прибавки толщины для компенсации коррозии с1 = 1,5 мм.

Принимаем толщину стенки днища s1 = 5 мм.

Допускаемое давление в рабочем состоянии:

Условие прочности: [p]тр =1,22 МПа > ртр =0,4 МПа - выполняется.

Давление при гидравлическом испытании равно: pи.тр = 1,3 · pтр = 1,3 · 0,4 = 0,52 МПа.

Допускаемое давление при гидравлическом испытании:

Условие прочности: [p]и.тр = 1,67 МПа > ри =0,52 МПа - выполняется.

Проверим применимость расчетных формул: (s1 - c1)/Dвн = (5-1,5) / 500 = 0,0044 < 0,1 - условие применимости выполняется.

1.7.4.3 Расчет трубной решетки

Трубную решетку изготавливаем из толстолистовой стали ВСт3сп. В отверстиях решетки закреплены развальцовкой 180 медных труб.

Минимальная конструктивная толщина трубной решетки:

где sтр = 3 мм толщина не оребренной части трубы.

Принимаем hт = 32 мм, на участке под фланец hф = 25 мм, так как толщины фланцев должны быть одинаковыми или близкими.

Схема развальцовки трубы показана на рисунке 1.9.

Рисунок 1.9 - Схема вальцовки трубы

Примем размеры пазов под вальцовку ([10], c. 640, табл. 25.4):

- расстояние между пазами: а = 1,5 · sтр = 1,5 · 3 = 4,5 мм, принимаем а=5 мм;

- величина паза: b = sтр +1 = 3+ 1 = 4 мм;

- диаметр отверстия под трубу: d = (1,02...1,016) · dтр = 1,02 · 20 = 20,4 мм;

- диаметр пазов: d1 = d + 0,2 · sтр + 0,5 = 20,4 + 0,2 · 3 + 0,5 = 21,5 мм

Рассмотрим трубную решетку как плоскую пластину, на которую действует сила Р=0,0245 МПа. Тогда, условно равномерно распределенная нагрузка, действующая на всю поверхность пластины:

При значительной жесткости узла сварки обечайки и трубной решетки можно рассматривать ее как пластину, защемленную по контуру.

Тогда максимальное напряжение, возникающее на контуре пластины равно:

где r = 0,5· Dвн = 0,5 · 0,5 = 0,25 м.

ц0 - коэффициент ослабления пластины

Коэффициент ослабления пластины при числе отверстий на радиусе r, равным nr = 8:

Напряжение в центре пластины:

где м =0,3 - коэффициент Пуассона.

Максимальный прогиб трубной решетки:

где D0 - цилиндрическая жесткость пластины.



Проверим трубы на продольный изгиб. Гибкость теплообменной трубы:

Где l1 =1 м - расстояние до перегородки;

rи - радиус инерции трубы.

Радиус инерции трубы:

Условие устойчивости трубы при осевом сжатии:

где ny = 1,5 - коэффициент устойчивости.

Критическое напряжение устойчивости по формуле Эйлера:

Тогда



Условие устойчивости трубы выполняется. Укрепление труб не требуется.

1.8 Расчет регенеративного теплообменника

Регенеративный теплообменник (РТ) предназначен для переохлаждения жидкого хладагента, выходящего из конденсатора, холодными парами этого хладагента, выходящими из испарителя. Он позволяет повысить удельную холодопроизводительность холодильной машины по сравнению с циклом без РТ и тем самым повысить её холодильный коэффициент.

1.8.1 Конструктивный расчёт

Тепловая нагрузка на регенеративный теплообменник:

Qрт = ma • qрт = 0,36 • 10 = 3.6 кВт;

Задаёмся конструктивными размерами РТ. Кожух выполнен из цельнотянутой стальной трубы из стали 20 наружным диаметром Dн=0,325 м и толщиной стенок дк= 0,008 м. Змеевик РТ выполнен из стальной трубки (Сталь 10) с наружным диаметром dн=0,038 м и толщиной стенок дзм=0,002 м. Сердечник, на который навивается змеевик, выполнен из стальной трубы с наружным диаметром Dн=0,219 м с толщиной стенок дс=0,006 м. Толщина дистанционной планки между сердечником и змеевиком принимается равной S=0,004 м. Высота крышки кожуха hкр=0,15 м. Жидкий фреон R142b движется по змеевику, а холодный пар противотоком движется по межтрубному пространству РТ.

Находим теплофизические свойства сред, обменивающихся теплотой в РТ при их средних температурах:

а) Жидкий R142b:

Средняя температура равна Тж = 0,5 (Тж1 + Тж2) =0,5 (328 + 318)=323 К . По [9], табл.13, с.38 находим:

- плотность равна сж=1041 кг/м3;

- удельная теплоемкость сж=989,7 кДж/кг·К;

- коэффициент теплопроводности равен лж=0,0686 Вт/м К;

- коэффициент кинематической вязкости равен нж=0,195·10-6м2/с.

б) Пар R142b:

Средняя температура пара равна Тп=0,5(Тп1 + Тп2)=0,5(338 + 331)=334,5 К:

- плотность равна сп=39,86 кг/м3;

- удельная теплоемкость срп=565 кДж/кг К;

- коэффициент теплопроводности равен лп=0,0078 Вт/м К;

- коэффициент кинематической вязкости равен нп=1,245·10-6м2/с.

Определяем коэффициент теплоотдачи жидкого хладагента бх

Находим площадь прохождения трубки змеевика Fзм.

Её внутренний диаметр равен dвн=dн-2дзм= 0,038-2·0,002= 0,034 м.

Скорость жидкого R142b в трубке равна:

м/с

...