Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Одеська національна морська академія

Судномеханічний факультет

Кафедра технічної експлуатації флоту

ДИПЛОМНА РОБОТА БАКАЛАВРА

на тему:

АНАЛІЗ ЦИКЛІВ ТА СХЕМ СУДНОВИХ ПАРОВИХ БАГАТОСТУПІНЧАСТИХ ХОЛОДИЛЬНИХ МАШИН

курсанта 4 курсу СМФ

Мазура В'ячеслава Васильовича

Одеса - 2014



Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

ОДЕСЬКА НАЦІОНАЛЬНА МОРСЬКА АКАДЕМІЯ

Судномеханічний факультет

Кафедра технічної експлуатації флоту

ЗАТВЕРДЖУЮ:

Завідуючий кафедрою ТЕФ

________________________

Логішев І.В.

"___" ____________ 20__ р.

ЗАВДАННЯ

на дипломну роботу бакалавра

Курсанту 4-го курсу ОНМА СМФ _______________________________

Тема роботи (предмет дослідження) _____________________________

_____________________________________________________________

Об'єкт дослідження ___________________________________________

Робота повинна бути виконана у відповідності з «Методичними вказівками до виконання дипломної роботи бакалавра», затвердженим Радою СМФ від 26.04.2011, протокол № 9.

Керівник роботи _____________________________________________

Дата подання роботи на кафедру: _____ ______________ 20__

Дата подання роботи на факультет: _____ ______________ 20__

Завдання видав

Керівник роботи ___________________ ___________________________

Дата Підпис

Завдання прийняв

Курсант ___________________ ___________________________

Дата Підпис

Одеса - 2014



Реферат

Дипломна робота бакалавра «Аналіз циклів та схем суднових парових багатоступінчастих холодильних машин», виконана курсантом Мазуром В.В. на кафедрі технічної експлуатації флоту і присвячена аналізу теплових процесів, що протікають в парових багатоступінчастих холодильних машинах.

Об'єктом дослідження є теплові процеси в компресорах суднових холодильних установок.

Предметом дослідження є суднова холодильна машина з поршневими двоступінчастими компресорами.

Дипломна робота складається із вступу, 4 розділів та висновку, загальним обсягом «№» сторінок. Робота містить 5 таблиць, 7 рисунків, «№» листів презентації та «№» літературних джерел.

В роботі розглянуті питання з безпеки та охорони праці, боротьби з пожежею, забруднення навколишнього середовища та цивільної оборони.

СУДНОВА ХОЛОДИЛЬНА МАШИНА, ДВОСТУПІНЧАСТИЙ КОМПРЕСОР, ХОЛОДИЛЬНИЙ АГЕНТ, ТЕМПЕРАТУРА КИПІННЯ, ТЕМПЕРАТУРА КОНДЕНСАЦІЇ.



Зміст

Перелік умовних позначень

Вступ

1. Компресори суднових холодильних машин

1.1 Призначення компресорів холодильних машин

1.2 Класифікація компресорів

1.3 Класифікація поршневих компресорів

2. Загальні принципи переходу холодильних машин на двоступінчасте стискання

3. Зіставлення характеристик холодильних машин, що працюють на різних холодильних агентах

4. Аналіз робочих характеристик двоступінчастих поршневих холодильних компресорів

4.1 Розрахунок теплових процесів двоступеневої холодильної машини без проміжного відбору пари

4.2 Розрахунок циклу двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари і неповним проміжним охолодженням

4.3 Визначення оптимальної величини проміжного тиску в циклі двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари і повним проміжним охолодженням

4.4. Розрахунок циклу двоступеневої холодильної машини з змійовиком в проміжному сосуді

4.5 Розрахунок циклу двоступеневої холодильної машини з підтискаючим ежектором в схемі з повним проміжним охолодженням пари



Вступ

Установки, що виробляють штучний холод , широко застосовують у багатьох галузях народного господарства. Особливе значення такі установки мають для рибного господарства країн. Штучний холод став одним з основних технологічних засобів при виробництві продукції високої якості, так як з його допомогою забезпечуються швидка обробка риби та морепродуктів безпосередньо після їх видобутку, а потім тривале зберігання отриманої продукції. Штучний холод застосовують також і при тривалому зберіганні рибної продукції, виробленої іншими способами, наприклад консервуванням.

Холодильна установка являє собою комплекс холодильних машин, обладнання, трубопроводів та інших пристроїв, що забезпечують виробництво штучного холоду. Холодильна машина включає технічні елементи, за допомогою яких здійснюється перенесення теплоти від середовища з низькою температурою до середовища з більш високою температурою за рахунок споживаної при цьому енергії.

Рибопромислове виробництво залежить від роботи рибопромислового флоту і стаціонарних холодильників як портових , так і перебуваючих у складі рибообробних комплексів. До складу сучасного рибопромислового флоту входять великотонажні судна - великі морозильні траулери і супертраулери, рибообробні бази, приймально-транспортні судна, обладнані новітнім пошуковим, промисловим, високоефективним холодильним і технологічним обладнанням. В основному рибопромисловий флот є рефрижераторним. Рівень холодофікації рибопромислового флоту (видобувного, обробного і приймально-транспортного) досяг 80%. Рівень холодофікаціі визначається відношенням сумарного обсягу охолоджуваних трюмів до загального обсягу всіх трюмів.

У складі суднових холодильних установок широко застосовують гвинтові компресори, повітряно-безканальні системи охолодження трюмів, повітряні конвеєрні, плиткові горизонтальні і роторні морозильні агрегати, льодогенератори лускатого льоду і установки для попереднього охолодження риби. Рівень автоматизації суднових холодильних установок значно збільшився, що дозволило створити повністю автоматизовані системи управління і відмовитися від постійної вахтової служби в рефрижераторному відділенні.

Судно рибопромислового флоту - найбільш важлива ланка безперервного холодильного ланцюга. Не менше значення для рибопромислового виробництва мають і наступні ланки - берегові холодильники, наземний холодильний транспорт, а також холодильники торгівельних мереж. Велике значення для збереження якості продукції рибопромислового виробництва має транспортування продукції в охолоджуваних контейнерах з автономною системою охолодження, при цьому усуваються проміжні перевантаження рибної продукції з одного виду транспорту на інший.



1. Компресори суднових холодильних машин

1.1 Призначення компресорів холодильних машин

Компресор - основний елемент холодильної машини, призначенний для відсмоктування пари холодоагенту з випарника, стиснення пари і переміщення холодоагенту в машині. Енергія, що підводиться двигуном до вала компресора і перетворюється в ньому в енергію стисненої пари, забезпечує здійснення холодильного циклу.

У випарнику хладагент кипить за рахунок теплоти, що надходить від середовища, що охолоджується. В результаті кипіння утворюється пара, яка відсмоктується компресором, який підтримує у випарнику заданий тиск і температуру кипіння.

Необхідною умовою підтримки постійної величини параметрів р₀ і t₀ в випарнику для сталого режиму є відповідність холодопродуктивності компресора і теплового потоку в випарнику. В цьому випадку вся пара, що утворилася в випарнику відсмоктується компресором.

Стиснутий в компресорі пар, що має високі тиск і температуру, направляється в конденсатор, де віддає теплоту навколишньому середовищу. В результаті передачі теплоти пар конденсується і утворена рідина після пониження тиску до р₀ надходить у випарник .

Холодильні компресори, на відміну від загальнопромислових (повітряних ), мають такі особливості:

- залежно від зовнішніх умов (температури в охолоджуваному об'єкті і температури навколишнього середовища) працюють при різних тисках нагнітання і всмоктування;

- працюють з холодоагентами, що мають різні фізичні та хімічні властивості (густина, в'язкість, текучість, хімічну активність, тощо) ;

- технічною характеристикою (крім масової або об'ємної подачі робочої речовини) є холодопродуктивність ;

- усмоктувана пара може містити краплі рідини, які зменшують холодопродуктивність, порушують систему змащення і призводять до гідравлічного удару.

1.2 Класифікація компресорів

За принципом дії компресори ділять на дві основні групи:

- компресори об'ємного стиснення, в яких пара холодоагенту стискається завдяки зменшенню замкнутого обсягу робочого простору, це - поршневі, гвинтові і ротаційні машини;

- компресори динамічного стиснення, в яких процес стиснення відбувається при безперервному примусовому переміщенні робочої речовини через проточну частину компресора (при цьому кінетична енергія потоку переходить в потенційну), це відцентрові, осьові і вихрові машини.

Для тільки що випущених холодильних компресорів об'ємного стиснення прийняті наступні умовні позначення: П - поршневий (сальниковий), ПБ - поршневий безсальниковий, ПГ - поршневий герметичний, Р - ротаційний (сальниковий), РБ - ротаційний (безсальниковий), ГХ - гвинтовий (сальниковий), ГБ - гвинтовий безсальниковий.

Залежно від виду застосовуваного холодоагенту компресори діляться на аміачні і хладонові (R12, R22, R502 та ін.) В даний час випускають уніфіковані компресори, які можуть бути використані для роботи на різних хладагентах .

Залежно від температурного діапазону роботи компресори поділяють на високотемпературні (від 10 до - 15?C) , середньо температурні (від -10 до -30 °С ) і низькотемпературні (нижче -30 ?С).

За холодопродуктивністю компресори, як і машини, для яких вони призначені, умовно ділять на малі ( Q₀ < 15 кВт), середні (Q₀= 15-120 кВт ) і великі (Q₀ > 120 кВт).

По частоті обертання вала розрізняють компресори з частотою обертання 12, 16, 25 і 50 с^-1.

За ступенем герметичності компресори класифікують на відкриті (сальникові), напівгерметичні (безсальникові) з вбудованим електродвигуном, але з від'ємними кришками і герметичні з вбудованим електродвигуном в завареному кожусі без роз'ємів.

Залежно від типу приводу компресори бувають з електродвигунами, двигунами внутрішнього згоряння та ін.

За характером мастильного пристрою розрізняють компресори з примусовою змазкою і розбризкуванням. В даний час набувають поширення компресори, в яких циліндри не змащуються. У дослідних зразках вітчизняних конструкцій безкрейцкопфних хладонових компресорів шатунні підшипники виконані з антифрикційного самозмащувального матеріалу АФ-ЗТ, що складається з порошкових вуглецевих матеріалів і фенолформальдегідної суміші. Ущільнювальні кільця з встановленими в них сталевими пружними кільцями виготовлені з фторлонококсової композиції Ф4К20 . двоступінчастий поршневий компресор холодильний

До холодильних суднових компресорів пред'являють підвищені вимоги. Суднові компресори повинні мати невелику масу і габарити, а також високі технічні показники; володіти високою надійністю і довговічністю. При експлуатації бути безвідмовними в роботі; володіти високою енергетичною ефективністю при різних режимах роботи; мати низький рівень шуму і вібрації; володіти високим ступенем автоматизації.

На суднах флоту рибної промисловості найбільше застосування отримали поршневі, гвинтові і ротаційні компресори.

1.3 Класифікація поршневих компресорів

Поршневі компресори розрізняються за такими ознаками: типом кривошипно-шатунного механізму - крейцкопфні і безкрейцкопфні; напрямку руху пари холодоагенту в циліндрі - прямоточні і непрямоточні; числу ступенів стиснення - одно- , двох - і триступінчасті; кількості циліндрів - одно- і багатоциліндрові (2, 4, 6, 8 і 16); розташуванню осей циліндрів - горизонтальні, U-, W-, UU- і зіркоподібні.

Рис . 1.1 Схеми роботи безкрейцкопфних компресорів.

Крім цього, поршневі компресори поділяються: за конструкцією корпусу компресора - блок-картерні і блок-циліндрові; характером охолодження - з водяним та повітряним охолодженням, і т. д.

Крейцкопфні компресори з великою холодопродуктивністю, масою і габаритами на суднах застосування не знайшли.

У суднових холодильних установках поширені безкрейцкопфні (прямоточні і непрямоточні) швидкохідні, блок-картерні, багатоциліндрові компресори з U- i UU-подібним розташуванням циліндрів.

Схеми роботи безкрейцкопфних компресорів показані на рис. 1.1. У прямоточних компресорах (рис. 1.1, а) всмоктувальні клапани 5 розташовані в днищі поршня 6 , а нагнітальні клапани 1 - у верхній внутрішній кришці безпеки 4 . Всмоктуючий патрубок 7 компресора з'єднується з порожниною поршня. Нагнітальний патрубок 2 розташований у верхній частині циліндра.

При ході поршня вниз в робочій порожнині циліндра тиск над поршнем знижується, всмоктуючий клапан відкривається і пар через всмоктуючий патрубок 7 надходить у надпоршневий простір. При русі поршня вгору всмоктуючий клапан закривається, пар стискається і виштовхується через відкритий нагнітальний клапан 1 і через патрубок 2 в конденсатор. Хибна кришка 4 притискається до циліндра буферною пружиною 3, охороняє компресор від гідравлічного удару при попаданні рідкого хладагенту в циліндр.

У прямоточних компресорах об'ємні втрати, викликані підігрівом всмоктуваної пари зменшуються за рахунок меншого нагрівання пари, що надходить в циліндр.

Недоліки прямоточних компресорів - велика маса поршня, що обмежує частоту обертання колінчастого валу, і неможливість регулювання холодопродуктивності компресору шляхом примусового відкриття всмоктуючих клапанів.

Непрямоточний компресори виконуються двох видів: з розташуванням всмоктуючих і нагнітальних клапанів в клапанній плиті (рис. 1.1, б) і з периферійним розташуванням всмоктуючого клапану (рис. 1.1, в).

У малих хладонових компресорах всмоктувальні 5 і нагнітаючі 1 клапани розташовані в нерухомій клапанній плиті 9 (див. рис. 1.1, б). Кришка циліндрів розділена перегородкою 8 на всмоктуючу і нагнітаючу порожнини. При ході поршня вниз тиск в циліндрі знижується і через всмоктуючий клапан 5 в робочу порожнину циліндра всмоктується пар з випарника. При ході поршня вгору всмоктуючий клапан закривається, пара стискується і через нагнітаючий клапан виштовхується в конденсатор.

У непрямоточних компресорах середньої і великої холодопродуктивності всмоктувальні клапани розміщені периферійно (див. рис. 1.1, в), що дозволяє збільшити прохідний перетин клапанів (всмоктуючих і нагнітальних) і, отже , зменшити дросельні втрати.

Поршні непрямоточних компресорів мають меншу масу, що робить можливим збільшення частоти колінчастого валу.

Конструкції сучасних вітчизняних компресорів максимально стандартизовані й уніфіковані.

Одноступінчасті компресори. Кожна конструкція компресора має умовне позначення. Позначення марок компресорів, що знаходяться в експлуатації наступні: А - аміачний, Ф - хладоновий; потім вказуються розташування циліндрів і ступінь герметичності компресора: В - вертикальний, UU-подібний, W- віялоподібний, БС - безсальниковий, Г - герметичний, Ге - герметичний з екранованим статором. За буквами цифрами вказується холодопродуктивність (у тисячах стандартних ккал/год) при стандартному температурному режимі (t₀=-15°С, t_k=30°С, t_п=-25°С, t_вс=-10°С); букви за цифрами позначають: РЕ - з електромагнітним регулюванням холодопродуктивності.

Двоступеневі компресори. На суднах широко застосовують двоступеневі поршневі компресори, які працюють у складі суднових холодильних установок з діапазоном температур кипіння від - 25 до - 45 ° С при температурі конденсації не вище 40°С і температурі навколишнього середовища від 5 до 50°С. При цьому різниця тисків нагнітання і всмоктування р_к - р₀ в ступені низького тиску 1,2 МПа, в ступені високого тиску 1,5 МПа, а ставлення тисків Рк/Р0 < 9.



2. Загальні принципи переходу холодильних машин на двоступінчасте стиснення

У разі переходу до низьких температур випаровування або підвищення температури конденсації холодильного агента виникає ряд ускладнень, які погіршують умови роботи холодильної машини, а саме:

— збільшується ступінь підвищення тиску рк/р0 та різниця ТИСКІВ Рк-Ро, ЩО призводить до погіршення об'ємних показників компресора. Внаслідок цього холодопродуктивність компресора знижується, а при великих відношеннях рк/ро може знизитися навіть до нуля;

— погіршуються енергетичні показники через зріст необоротних втрат при дроселюванні та зніманні перегріву, що знижує холодильний коефіцієнт теоретичного циклу;

— Збільшення відношення тисків рк /р0 призводить до зростання температури кінця адіабатного стискання, що може викликати неприпустимі температурні деформації у компресорі, пригорання мастила у нагнітальних клапанах та навіть його займання, а також розкладання холодильного агента;

— збільшуються навантаження на підшипники циліндро-поршньової групи, що призводить до зниження моторесурсу компресора;

— часто-густо, особливо на рибопромислових суднах та транспортних рефрижераторах, виникає необхідність одержання холоду за різних температур, оскільки використання холоду низького потенціалу для одержання холоду більш високого потенціалу економічно невигідне та недоцільне.

Усі перелічені раніше чинники є важливими причинами, через які переходять до двоступінчастого стискання. Практично встановлено, що при рк/р0>В доцільно переходити на двоступінчасте стискання. Це співвідношення також враховується у розрахунках на міцність та виготовленні компресорів холодильних машин.

Перехід на двоступінчасте стискання за інших рівних умов поліпшує економічні та експлуатаційні показники роботи холодильної машини внаслідок зменшення ступеня стискання у кожному ступені. У цьому разі зменшуються об'ємні втрати компресорів. Окрім того, розділення ступеня стискання дозволяє застосувати проміжне охолодження, а також ввести подвійне дроселювання з проміжним відведенням баластної пари, яка стискується тільки у високому ступені, минаючи випарник. Таким чином, перехід на двоступінчасте стискання не тільки знижує необоротні втрати, але й дозволяє застосовувати нові, більш оборотні теоретичні цикли.

У циклах двоступінчастих холодильних машин проміжний тиск між ступенями впливає на економічність їх роботи. Існує кілька способів визначення проміжного тиску рої. Якщо у схемі передбачене одержання холоду за двох різних температур, то проміжний тиск р0і визначається за температурою кипіння у випарнику більш високого потенціалу. За наявності споживача холоду тільки одного потенціалу проміжний тиск визначається з умови порівнювання ступенів стискання у кожному ступені:

А. = ІЦ або ри Шрл * <5-25)

Рої Ро

Якщо холодильний агент є ідеальним газом то температура всмоктування в обох ступенях однакова, то й питома робота циклу буде розподілена рівномірно між ступенями (/в = /н)- Але у реальних умовах це припущення не витримується і робота високого ступеня /в буде вищою за /н, оскільки у високий ступінь всмоктується пара з більш високою температурою. Через це визначення р01 за рівнянням (5.25) буде приблизним.

Точнішим є метод визначення р0і за максимальним холодильним коефіцієнтом двоступінчастої холодильної машини. Для цього спочатку визначають значення р0і за рівнянням (5.25), будують теоретичний цикл двоступінчастої холодильної машини за відомими значеннями рк та р0 і визначають холодильний коефіцієнт циклу є. Потім задають близьке до одержаного значення роь повторюють розрахунок е, графічно будують залежність є = ї(Роі) та вибирають оптимальне значення р0гопт за максимальним значенням Ј^ах. Для спрощених розрахунків циклів рекомендують користуватися формулою (5.25).

Розглянемо коротко головні схеми та цикли двоступінчастих холодильних машин, які використовуються на морському транспорті.



3. Зіставлення характеристик холодильних машин, що працюють на різних холодильних агентах

Порівняння властивостей природних виробничих речовин, що застосовуються у нарокомпресійних холодильних машинах (11717, Я744,11290), а також синтетичних холодоагентів та їх азеотропних сумішей, дозволених використовувати у найближчому майбутньому (1122, Ш34а, 11404а, І1407С, 11410А) дозволили визначити, що значення теплопровідності рідкого аміаку у широкому діапазоні температур у 5,5 разів, а насиченої пари у 1,5...2,5 разів вище, ніж у інших холодильних агентів. Через низьку кінематичну в'язкість аміаку можна дійти висновку: коефіцієнти тепловіддачі в усіх апаратах аміачних холодильних установок за однакових умов найвищі порівняно з іншими холодоагентами.

Відносно високе значення коефіцієнта теплопровідності пари аміаку дозволяє створювати малоємні за холодоагентом холодильні машини, в тому числі і машини невеликої потужності з насосною подачею рідкого аміаку в охолоджувальні прилади.

Порівняння значень питомої теплоємності рідин холодильних агентів за плюсових температур дало можливість встановити, що питома теплоємність фреонів та їхніх сумішей у 3 рази нижча від аміаку.

Густина рідкої фази пропану та аміаку менша за густину мастила (приблизно 0,8 кг/дм3), тому його можна видаляти мастило з нижньої частини апаратів і повертати у компресор. Густина рідких фреонів вдвічі більша, ніж аміаку, що призводить до помітного впливу гідростатичного стовпа рідини на теплопередачу у фреонових випарниках з нижньою подачею холодоагенту, особливо низькотемпературних, і до збільшення енерговитрат на виробництво холоду.

Тиск сумішевого агенту Я410А при температурі конденсації 30 °С в 1,6 рази вищий ніж у аміаку, що не відповідає вимогам до серійного обладнання для аміачних і фреонових установок, і не дозволяє використовувати його для установок, що працюють на Я410А.

Залежність відносної питомої холодопродуктивності ц* холодоагентів від температури кипіння порівняно з 11717 мас вигляд

6оХ

Я о - / \ '

V?0 /Й7І7

де (^0)К7|7 - питома масова холодопродуктивність аміаку, розрахована для односту- пінчастих циклів поршневих компресорів при температурі конденсації/. = ЗО °С без переохолодження рідини і при перегріві пари на всмоктуванні 10 К;

(д0)а - питома масова холодопродуктивність порівнюваного холодоагенту для одно- ступінчастих регенеративних циклів з поршневими компресорами при /! = 30 °С, з переохолодженням рідкого холодильного агенту в теплообміннику за рахунок перегріву його пари на 20 К при загальному перегріві на всмоктуванні 30 К.

Порівняння питомої масової холодопродуктивності холодоагентів свідчить про те, що величина (д0)а складає лише (11... 16)% від величин (^0)7|7, і тільки для пропану (д0\ = 0,27...0,29. Ці дані були підтверджені публікаціями у журналі «Холодильная техника» стосовно малих аміачних і фреонових холодильних машин.

Відносні теоретичні об'єми компресорів V*, розраховані для порівнюваних холодоагентів при однаковій холодопродуктивності компресорів та температурі випаровування /„=-10 °С. Інші умови розрахунків були такі самі, як при визначенні <70*.

Холодильні машини на озонобезпечних фреонах або їхніх азеотропних сумішах порівняно з аміачними мають гірші теплофізичні, термодинамічні та експлуатаційні показники.

При однакових частоті обертання колінчастого валу компресора і ході поршня величина (V) пропорційна розмірам циліндра компресора.

Компресори, які працюють на холодоагентах високого тиску (11744 і Я410А), мають циліндри менших розмірів, ніж у аміачного компресора. Порівняння властивостей аміаку з хладонами дозволяє зробити певні висновки і сформулювати рекомендації щодо застосування аміачних систем:

— аміак - один з найбільш вивчених і дешевих природних холодильних агентів. Він має нульові значення потенціалів руйнування озонового шару (СЮР) і глобального потепління (0\\Ф);

— токсичність аміаку та його пожежна небезпечність при певних концентраціях у повітрі компенсується опрацьованими надійними, перевіреними часом методами безпечної експлуатації аміачних холодильних установок і легкістю виявлення найменших витоків агенту чутливими сигнальними приладами.

Холодильні машини, що працюють на природному холодильному агенті Я717 (аміак), мають переваги порівняно з машинами, які використовують інші холодильні агенти:

низькі витрати електроенергії на виробництво холоду завдяки високій питомій масовій холодопродуктивності, незначному впливу від стовпа рідини на теплопередачу холодильних приладів, малим втратам тертя при його переміщенні у трубопроводах;

аміачні холодильні машини задовольняють усім сучасним вимогам щодо озонобезпеки і запобігання глобальному потеплінню. Критерій TEW1 аміачних холодильних машин набагато нижчий, ніж у машин, які працюють на фреонах та їхніх сумішах.



4. Аналіз робочих характеристик двоступінчастих поршневих холодильних компресорів

4.1 Розрахунок теплових процесів двоступінчастої холодильної машини без проміжного відбору пари

Вихідні дані для розрахунку наступні:

Температура кипіння Г0, К. . . . . . . . . . . . 233 *

»Конденсації 7УК. . .... . . . 298

»Переохолодження робочого тіла Тм", К * *. 295

»Всмоктування 7 \» До ........ 243

Робоче тіло ............

Стосовно до схеми машини і циклу, що зображені на рис.4.1, параметри агенту у вузлових точках циклу наведено в табл. 4.1.

Рис. 4.1. Схема і цикл в р-діаграмі двоступінчастої холодильної машини



Параметри вузлових точок

ЩУ Параметры	Точки
	1	2	3	* 4	5 Щ
№ р, МПа К К ЩМЦж/кг К?, м^/кг	0,07179 243 1650,86 1,64	0,2633 329 1826,84	0,2683 * 298 1758,12 . 0,5364	1,0031 399 1969,3	1,0031 295 522,33	0,07179 233 522,33

Проміжний тиск визначаємо по формулі:

.

Питома масова холодопродуктивність

Кількість теплоти, що відводиться з конденсатора

Кількість теплоти, що відводиться з проміжного охолоджувача

Робота компресора низького тиску (1-й ступені)

Робота компресора високого тиску (2-й ступені)

Робота циклу

Холодильний коефіцієнт

Зіставлення дійсних обсягів пара, що стискається в компресорах низького і високого тисків, визначається з умов рівності вагових кількостей робочого тіла, що стискається по щаблях: для першого ступеня Ш? = Оvi, для другого ступеня Уд, = * = Оо3

Тоді

4.2 Розрахунок циклу двоступінчастої холодильної машини з проміжним відбором пари і неповним проміжним охолодженням для умов попереднього розрахунку

Параметри вузлових точок процесів стосовно до схеми машини і циклу, що зображені на рис. 4.1, наведемо в табл. 4.1.

Питома масова холодопродуктивність

Кількість робочого тіла, що стискається циліндром високого тиску,

Кількість теплоти, що відводиться з проміжного охолоджувача,

Рис. 1.10. Схема і цикл в р-діаграмі двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари і неповним проміжним охолодженням

Стан пари, що надходить в компресор високого тиску, визначається, з рівняння процесу змішування пари, що виходить з проміжного судини і Проміжного охолоджувача:

Параметри вузлових точок

. Параметры			Точки
	7*	2 |	8	6	7	8
~ р, ДПа	0,07179	0,2683	0,2683	1,0031	1 0,2683	0,2683
Т, К	| 243	329	298	295 .	261	261
Л, кДж/кг	1650,86	1826,84	1758,12	522,33	363,90	1667,87
V, М?/КГ	1,64 |	¦ --..

По'ентальпіі $ 4 ! і тиску рт визначається температура Т4 == 293,5 До ї питома обсяг пара Я4 * * == 0,52 м3/кг , що надходить в компресор високого тиску , а також ентальпія (* 3 == 1952,54 кДж / кг ) і температура ^ пара ( Т5 = 392 К) в кінці. процесу стиснення . ,

Кількість теплоти , що відводиться з конденсатора ,

Робота циліндра низького тиску,

Робота циліндра високого тиску,

Робота циклу

Холодильний коефіцієнт

Ставлення дійсних обсягів пара , що стискається в компресорах низького і високого тисків,

4.3 Визначення оптимальної величини проміжного тиску в циклі двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари і повним проміжним охолодженням

Для умови 4.1.

Стосовно до схеми машини і циклу, зображеним на рис. 1.11, параметри вузлових точок циклу наведено в табл. 1.12.

Питома масова холодопродуктивність.

Кількість робочого тіла, що стискається компресором високого тиску (2-й ступені),

Кількість теплоти, що відводиться з конденсатора,

Кількість теплоти, що відводиться проміжним охолоджувачем,

Робота компресора низького тиску (1-й ступені),

Робота компресора високого тиску (2-й ступені)

Робота циклу

Рис. 1.11, Схема і цикл в с-1 § діаграмі двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари і повним проміжним охолодженням

Параметри вузлових точок

	;Р, МПа			рДж/кг для точек
		а а к	* 1	.5	4 1	5	6	7 ".
в!	0,15166	1650,86	,1745,55	--.	1649,68	1925,30	522,33	304,94
&	Шшш 1	1650,86	1778,23	1763,17	1657,07	1891,78	522,33	327,53
-	0,23642	1650,86	1810,91	1759,80	1663,93	1866,22	522,33	350,24
	Шб830	1650,86'	1826,84	1758,12	1667,87	1853,23	522,33	363,90
|	>6,29094	1650,86	1846,95	1755,61	1670,42	1841,08	522,33	373,03
К	§|з5502	1650,86	1875,86	1751,42	1676*58	1817,62	522,33	395,95
	&2958	| 1650,86	1908,54	' 1747,23	1682,36	1797,51	522,33	419,0 1

Холодильний коефіцієнт

Результати розрахунків при різних проміжних тисках зведені в табл. 1.13.

Основні розрахункові величини циклу

р, МПа	ИНН кДж/кг	1.+а+Э, - кт'/кг	(1+а+ +Э-) кДж/кг	^охл> кДж/кг	Щ кДж/рг	(1+а+ +Р) кДж/кг'	+а+Р)/*, кДж/кг	8
0,15166	1345,91	.1,2782	1792,90	--	94,69	352,30	446,99	3,011
0,19131	1323,33	1,2652	1732,64	15,08	127,38	297,01	424,39	3,118
0,23642	1300,62	1,2347	1659,3.3	. 51,12	160,06	249,77	409,83	3,174
0,26830	1286,96	1*2172	1319,83	68,72	175,98	225,61	401,59	3,205
0,29094	1277,78	1,2042	1578,05	91,34	196,09	205,51	391,61	3,263
0,35502	1254,91	1,1743	1521,09	124,44	225,00	165,62	390,62	3,213
0,42958	1231,86	1,1449	1459,96	161,42	257,69	131,83	389,52	3,163

Побудований графік е ^ / (р ^ дозволяє визначити проміжне тиск, при якому холодильний коефіцієнт »має максимальне значення (рис. 1.12): рт = 0,29094 МПа; Тт = 263 К.

Рис. 1.12. Залежність холодильного коефіцієнта від проміжного тиску.



4.4 Розрахунок циклу двоступінчастої холодильної машини із змійовиком в проміжній посудині

Параметри вузлових точок, циклу прийняті за даними при? Міра 3 і відповідають умовам оптимального проміжного, тиску: рт = 0,29094 МПа. Стан робочого тіла перед; другий регулюючим (після: змійовика) визначається з умови прийнятої різниці температур: ТчЩТт = 5 °. Тоді:

Питома масова холодопродуктивність

Кількість робочого Тіла, що стискається компресором високого тиску (2-й ступені)

Кількість теплоти,, відводиться з конденсатора,

Кількість теплоти, що відводиться з проміжного охолоджувача,

Рис. 1.13. Схема і цикл в I-1 § р діаграмі двоступеневої холодильної машини з проміжним відбором пари, повним проміжним охолодженням і змійовиком в проміжному посудині

Кількість теплоти, що відводиться від робочого тіла, що проходить через змійовик,

Робота компресора. низького тиску (1-й ступені)

Робота компресора високого тиску (2-й ступені)

Робота циклу

Холодильний коефіцієнт

4.5 Розрахунок циклу двоступінчастої холодильної машини з підтискаючим ежектором у схемі з повним проміжним охолодженням пари

Вихідні дані для розрахунку наступні:

Температура кипіння 7 ^, К ............. 223

»» При проміжному тиску Т'0, К 243

»Робочого тіла при виході з випарника Т [, К 228

»Конденсації Т, К. '........ . . 293

Температура охолодження робочого тіла "в конденсатореГ * до .................... 290щт

Робоче тіло ...... Аміак

Для схеми машини і циклу, зображених на рис. 1.15, параметри вузлових точок наведено в табл. 1.15.

Рис. 1.15. Схема двоступінчастої холодильної машини з .. пароструйним апаратом і її цикл в 5-Г-діаграмі

Теоретична кількість пари, необхідної для поджатия 1 кг холодної пари з випарника,

Параметри вузлових точок

Параметры	Точки . , . * ."''Ш
	1	2	г г
р1 МПа г, к », кДж/кг V, М^/кГ.	0,0409 223 1592,2	0,1196 2011,2	0,0409 228 1621,5	0,1196 | 1755,6 ^
Параметры	Точки
	5	3'	4 1 5
р, МПа г, к * 1, кДж/кг V, м?/кг	0,1196 .243 1043,7 0,963	0,0409 . 223 1526,0	0,8575 1931,5	0,8575 290 498,6	0,1196 | 243 11 280,7 У

Стан пара перед камерою змішання знаходиться з рівняння змішання

Звідки

При адіабатні процесі стиснення змішаного пара в Діффі-'зоре по діаграмі станів знаходиться ентальпія в точці 2; аналогічно визначається і ентальпія в точці 3'

Кількість робочого тіла, що проходить через конденсатор, визначається з рівняння теплового балансу проміжного судини '

Питома масова холодопродуктивність

Кількість теплоти відводиться з конденсатора,

Робота компресора,

Холодильний коефіцієнт

Размещено на Allbest.ru

...