(2.4 МБ)

2. ВЫБОР И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ
Основы расчета и подбор поршневых холодильных компрессоров
Для расчета и подбора поршневых компрессоров необходимо определить теоретическую
подачу
𝑉𝑇
и
холодопроизводительность
компрессора.
Исходные данные для решения поставленной задачи приведены в табл. 1, где указано количество груза для хранения в замороженном виде (например, мясных продуктов, М.т) и
охлажденном виде (например, овощей, ОВ). Исходные данные выбираются согласно порядковому номеру в журнале.
Таблица 1
Данные для выполнения задания
№
М.т
ОВ,т
tн , оС
№
М.т
ОВ,т
tн, оС
№
М.т
ОВ,т
tн, оС
1
60
170
32
9
210
90
20
17
160
120
40
2
80
160
32
10
230
80
20
18
180
110
40
3
100
150
32
11
150
150
20
19
200
80
40
4
120
140
32
12
140
170
20
20
210
90
40
5
140
130
32
13
120
160
20
21
230
80
40
6
160
120
32
14
100
150
20
22
100
170
40
7
180
110
32
15
80
140
20
23
120
150
40
8
200
100
32
16
60
130
20
24
130
130
40
М.т – количество мясных продуктов, т; ОВ – количество овощей, т; tн – температура наружного воздуха, оС;
№ – порядковый номер по журналу.
Расчетные параметры внутреннего воздуха и продуктов
и продолжительность холодильной обработки
Расчетные значения температуры и влажности воздуха в охлаждаемых и замораживающих помещениях выбирают в зависимости от их назначения, вида и продуктов.
Температура хранения мороженных мясных продуктов составляет -15 оС. Охлаждаемыми считаются помещения, в которых поддерживается температура воздуха 12 оС и ниже. Для
решения задания принять температуру в охлаждаемом помещении +6 оС.
Расчетная температура забортной воды для охлаждения конденсаторов принимается ниже летней расчетной температуры воздуха на 8-10 оС.
Конструкция холодильника
В этом разделе необходимо определить объем холодильных камер, его размеры и площадь, рассчитать толщину изоляционного слоя.
Согласно заданию холодильник имеет две камеры: морозильную и охлаждаемую, разделенные перегородкой.
Площадь камеры без подвесных путей определяют по формуле
𝐹𝑘 = 𝑞
𝐵𝑘
𝑣 ℎгр 𝛽
30
,
(1)
где 𝐵𝑘 – грузовая вместимость камеры хранения, т; 𝑞𝑣 – норма загрузки на 1м3 грузового
объема камеры, т/м3; ℎгр – грузовая высота штабеля, м; 𝛽 – коэффициент использования
строительной площади камеры.
Значения 𝑞𝑣 для условного груза принимают равным 0,36 т/м 3. Грузовую высоту определяют с учетом того, что минимальное расстояние от верха штабеля до главного потолка принять 0,2 м. Для заданной вместимости камер принять высоту камеры 3м. Коэффициент использования площади пола согласно опытным данным 𝛽 = 0,8.
Используя найденные значения 𝐹𝑘 , ℎгр назначают линейные размеры камер. Для упрощения назначения линейных размеров можно принять одинаковую высоту обоих камер.
Теплотехнический расчет изоляции холодильной машины
В расчет изоляции входит определение толщины изоляции. Основной сложностью при
теплотехническом расчете изоляции является определение коэффициента теплопередачи.
Таблица изоляционного слоя определяется из зависимости
𝐾0 =
1
(2)
1
𝛿
1
( +∑ 1 +
)
𝛼н
𝜆1 𝛼вн
где 𝛼н и 𝛼вн – коэффициенты теплоотдачи наружной и внутренней сторон ограждения,
Вт/(м2·К); 𝜆1 – коэффициент теплопроводности слоя; 𝛿1 – толщина изоляционного слоя.
При обычных расчетах толщины изоляционного слоя используют нормативные значения
𝐾0 (табл. 1).
Таблица 1
Среднегодовая
температура
воздуха в
районе строительства, оС
тр
Коэффициент теплопередачи наружных стен и покрытий, 𝑘0 [Вт/(м2·К)] при внутренней температуре, оС
-40 ÷ -30
-25 ÷ -20
-15 ÷ -10
-4
0
4
12
0 и ниже
0,21
0,20
0,26
0,24
0,33
0,30
0,47
0,40
0,52
0,44
0,58
0,47
0,70
0,52
Выше 0 –
ниже +9
0,20
0,19
0,23
0,22
0,28
0,27
0,35
0,33
0,4
0,37
0,44
0,42
0,64
0,52
+9 и выше
0,19
0,17
0,21
0,20
0,23
0,23
0,28
0,26
0,30
0,29
0,35
0,33
0,52
0,47
Примечание:
1. В числителе приведено значение коэффициента теплопередачи для наружных стен, в знаменателе
– для бесчердачных покрытий.
2. Для чердачных покрытий коэффициент теплопередачи следует принимать на 10% больше, чем для
бесчердачных покрытий.
3. Если покрытия экранируются панельными батареями, коэффициент теплопередачи покрытий следует увеличить на 20%.
Коэффициенты теплопередачи для перегородок между охлаждаемыми помещениями
приведены в табл. 2.
31
Таблица 2
Температура
воздуха в более теплом
помещении, оС
тр
Коэффициент теплопередачи 𝑘0 [в Вт/(м2·К)] для внутренних стен, перегородок и междуэтажных перекрытий
между охлаждаемыми помещениями при температуре воздуха в более холодном помещении, оС
-30
-20
-10
-4
4
12
-30
0,58
–
–
–
–
–
-20
0,50
0,58
–
–
–
–
-10
0,37
0,41
0,58
–
–
–
-4
0,28
0,33
0,41
0,58
–
–
4
0,24*
0,26*
0,30*
0,47
0,58
–
12
0,21*
0,22*
0,26*
0,41
0,52
0,58
18
0,20*
0,21*
0,23*
0,35
0,47
0,52
* Эти ограждающие конструкции требуется проверить на отсутствие конденсации влаги на
поверхности конструкции с теплой стороны.
Расчетные значения коэффициентов теплоотдачи приведены в табл. 3.
Таблица 3
Коэффициент
теплоотдачи, α,
Вт/(м2·К)
Сопротивление
теплоотдачи, R,
м2·К/Вт
Наружные поверхности стен и бесчердачных покрытий
23
0,043
Внутренние поверхности помещений без принудительной циркуляции
воздуха (при батарейном охлаждении камер)
стены
8
0,125
6–7
0,167 – 0,143
Внутренние поверхности помещений с умеренной циркуляцией воздуха
(ранее охлажденных грузов)
9
0,111
Внутренние поверхности помещений с интенсивной циркуляцией воздуха (камеры охлаждения и замораживания)
11
0,091
Поверхности
полы и потолки
Необходимая холодопроизводительность холодильной машины
Для обеспечения заданных условий хранения и обработки грузов и продуктов необходимо, чтобы холодопроизводительность машины покрывала максимальные теплопритоки в
объекты охлаждения. Тепловая нагрузка Q1 на каждый объект охлаждения в общем случае
включает: внешние теплопритоки через изоляционное ограждение Q1: внутренний теплоприток от обрабатываемых грузов и продуктов Q2; теплоту вносимую наружным воздухом при
вентиляции Q3; теплоприток от работающих механизмов и приборов освещения Q4; теплоту
вносимую людьми Q5; теплоту вносимую открыванием дверей Q6
Q1 = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 +Q6 .
(3)
Внешний теплоприток через изоляционное ограждение определяется как алгебраическая сумма
𝑄1 = ∑ 𝑄н + ∑ 𝑄𝑝 + ∑ 𝑄пр + ∑ 𝑄пил ,
где 𝑄н – теплоприток через изоляцию стенок, обусловленный разностью температур;
𝑄р – теплоприток, вызываемый солнечной радиацией.
32
(4)
∑ 𝑄н = 𝐾д ∙ 𝐹(𝑡н − 𝑡в ) ∙ 10−3 , кВт
(5)
где Кд – действительный коэффициент теплопередачи ограждения, Вт/(м 2·К); F – площадь
поверхности ограждения, м2; 𝑡н – расчетная температура воздуха с наружной стороны
ограждения, оС; 𝑡в – расчетная температура воздуха внутри помещения, оС.
Теплоприток от солнечной радиации
∑ Q𝑝 = 𝐾д ∙ 𝐹𝑝 ∙ Δ𝑡0 · 10−3 ,
где 𝐹𝑝 – площадь поверхности ограждения, облучаемой солнцем, м2; Δ𝑡0 – избыточная разность температур, характеризующая действие солнечной радиации в летнее время.При расчете нужно принять Δ𝑡0 = 6 оС.
Теплопритоки от грузов при холодильной обработке
𝑄2 = 𝑄2пр + 𝑄2Т .
Теплоприток 𝑸𝟐пр (в кВт) при охлаждении и домораживании продуктов в камерах
хранения определяют по формуле
103
𝑄2пр = Мпр ∆𝑖 24∙3600 ,
(6)
где Мпр – суточное поступление продуктов, т/сут.; ∆𝑖 – разность удельных энтальпий продуктов, соответствующих начальной и конечной температурам продукта, кДж/(кг·К). ∆𝑖 принимается по приложению. Продукт поступает равномерно в течение суток и за 24 часа успевает охладиться до температуры камеры. Температура поступающих мясных продуктов t1 = 5 оС, для овощей t1 = 20 оС.
Теплоприток от тары
103
𝑄2Т = МТ СТ (𝑡1 − 𝑡2 ) 24∙3600 ,
(7)
где МТ – суточное поступление тары, принимаемое пропорционально суточному поступлению продукта, т/сут.; СТ – удельная трудоемкость тары, кДж/(кг·К); 𝑡1 и 𝑡2 – начальная и
конечная температуры тары, оС.
Масса тары составляет от 10 до 20 % массы груза. Массу деревянных ящиков для овощей принимают равной 20 % массы овощей.
Удельная теплоемкость тары, кДж/(кг·К) для деревянной и картонной тары СТ = 2,3; металлической – 0,5.
Теплоприток от наружного воздуха при вентиляции учитывается только при проектировании специализированных холодильников и камер хранения фруктов. Следовательно, для
данного задания эта составляющая теплопритока не рассчитывается, 𝑄𝑇 .
Теплоприток от освещения 𝑸осв , кВт
𝑄осв= 𝜓осв ∑ 𝑁осв ∙ 10−3 ,
(8)
где 𝜓осв – коэффициент одновременной работы приборов освещения (𝜓осв = 0,5– 1,0);
∑ 𝑁осв – суммарная мощность осветительных ламп, Вт.
Теплоприток от работающих механизмов проводится в том случае, если они располагаются в охлаждаемых помещениях. В данном случае в камерах расположены вентиляторы.
33
𝑄мех = 𝜓мех ∑ 𝑁Э ∙ 𝜂 ∙ 10−3 ,
где 𝜓мех – коэффициент одновременной работы механизмов (𝜓мех = 0,5– 1,0); 𝑁Э – мощность, потребляемая электродвигателем, кВт; 𝜂 – КПД электродвигателя.
Следовательно, 𝑄4 = 𝑄осв + 𝑄мех .
Теплоприток от пребывания людей, 𝑄5 (кВт), 𝑄5 = 0,35 ∙ 𝑛 , где 0,35 – тепловыделение одного человека при тяжелой физической работе, кВт; 𝑛 – число людей, работающих в
помещении, принимают в зависимости от площади камеры, при площади камеры до 200 м 2 –
2-3 человека.
Теплоприток от открывания дверей 𝑄6 рассчитывают по формуле
𝑄6 = 𝐾 ∙ 𝐹 ∙ 10−3
где 𝐾 – удельный приток теплоты от открывания дверей, Вт/м 2 ; 𝐹 – площадь камеры, м2 .
Для морозильной камеры 𝐾 = 11 кВт, для охлаждаемой 𝐾 = 5 кВт.
Найденные значения теплопритоков суммируют согласно зависимости 7 и получаем тепловую нагрузку на объект.
Определение нагрузки для подбора компрессора
Нагрузка на компрессор 𝑄км складывается из всех видов теплопритоков с учетом рабочего времени компрессора.
Необходимая холодопроизводительность установки 𝑄0 (кВт) с учетом рабочего времени
определяется 𝑄0 = 𝑄/𝑏, где 𝑏 – коэффициент рабочего времени компрессора
(𝑏 = 0,75– 1,0).
Расчетный (рабочий) режим холодильной установки характеризуется температурами кипения 𝑡0 , конденсации 𝑡к , всасывания пара на входе в компрессор 𝑡п и переохлаждения жидкого хладагента t. Значения этих параметров выбирают в зависимости от назначения холодильной установки и расчетных наружных условий.
Температура кипения в установках с непосредственным охлаждением принимают в зависимости от расчетной температуры воздуха в камере.
о
При проектировании хладоновых установок температуру кипения принимают на 14–16
С ниже температуры охлаждаемого помещения.
𝑡0 = 𝑡в − (14 ÷ 16) оС.
Чем ниже температура воздуха в камере, тем меньшим принимают перепад между температурой воздуха и кипения.
При расчете специализированных камер хранения яиц и фруктов принимают небольшой
перепад (5–6 оС), чтобы исключить подмораживания продуктов.
Температура конденсации зависит от температуры и количества подаваемой воды или
воздуха.
Температуру конденсации для установок с водяным охлаждением конденсатора принимают на 2-4 оС выше температуры воды, уходящей из конденсатора.
𝑡к = 𝑡𝑤2 + (2 ÷ 4) оС .
34
Нагрев воды в конденсаторе ∆𝑡𝑤 (в оС) принимают в зависимости от типа конденсатора:
– охлаждаемые забортной водой 6–8;
– горизонтальные кожухотрубные 3–5;
– вертикальные кожухотрубные 3–5.
В установках с воздушным охлаждением конденсатора температуру конденсации для
хладоновых машин – на 10–12 оС выше расчетной температуры наружного воздуха
𝑡к = 𝑡н + (10 ÷ 12), оС.
Температура всасываемых паров 𝑡вс определяется
𝑡вс = 𝑡0 +∆𝑡п ,
где ∆𝑡п – перегрев пара, для хладоновых машин принимают ∆𝑡п = 5–8 оС в испарителе и до
15–20 оС в регенеративном теплообменнике. В парокомпрессорных машинах имеет место
переохлаждение жидкого хладагента перед регулирующим клапаном. Переохлаждение жидкого хладагента забортной водой в судовых условиях составляет 2–4 оС.
Тепловой расчет одноступенчатой холодильной машины.
Подбор компрессора
Задачами теплового расчета холодильной машины являются определение требуемой
объемной производительности компрессора, подбор компрессора, определение потребляемой мощности, определение тепловой нагрузки на конденсатор.
Исходные данные для теплового расчета: требуемая холодопроизводительность машины,
принимаемая равной тепловой нагрузке на компрессор; структурная схема холодильной машины; расчетный температурный режим.
Порядок выполнения теплового расчета
Составить структурную (принципиальную) схему машины с изображением компрессора,
теплообменных аппаратов и регулирующего вентиля.
На основании принятой структурной схемы и расчетного режима строят холодильный
цикл в 𝑝 − 𝑖 диаграмме, см. рис. 21.
Цикл строится согласно значениям температур испарителя, перегрева паров, конденсатора, переохлаждения. Процесс сжатия в компрессоре считается адиабатным и происходит в
среде перегретого пара. Следовательно, из конечной точки перегрева паров проводится линия, параллельно адиабате диаграммы, до пересечения линии температуры конденсатора.
Необходимые для расчета величины вписываем в табл. 4.
Таблица 4
𝑡0
∆𝑡п
𝑡к
∆𝑡пер
𝑖1
𝑖2
𝑖3
𝑙4
𝑞0
𝑙𝑇
Удельная массовая холодопроизводительности холодильного агента (в кДж/кг)
𝑞0 = 𝑖1 – 𝑖4 .
35
(9)
Рис. 21. Диаграмма 𝑝– 𝑖 для хладагента R12
36
Удельная работа сжатия в компрессоре (в кДж/кг)
𝑙т = 𝑖2 – 𝑖1 .
(10)
Удельная тепловая нагрузка на конденсатор (в кДж/кг)
𝑞к = 𝑖2 – 𝑖3 .
(11)
Массовый расход циркулирующего хладагента, требуемый для отвода теплопритоков
(кг/с)
Мт = 𝑄0 /𝑞0 .
(12)
Требуемая теоретическая объемная производительность компрессора 𝑉𝑇 (в м3/с)
𝑉𝑇 = (𝑀𝑇 ∙ 𝑉1 /𝜆),
где 𝑉1 – удельный объем пара на всасывании, м3/кг (точка 1-го цикла); 𝜆 – коэффициент
подачи компрессора.
Коэффициент подачи компрессора рассчитывается по формуле
𝜆 = 𝜆с 𝜆др 𝜆𝑤 𝜆пл ,
(13)
где 𝜆с – объемный коэффициент, оценивающий потери, связанные с наличием вредного
пространства; 𝜆др – коэффициент дросселирования; 𝜆𝑤 – коэффициент подогрева; 𝜆пл –
коэффициент плотности.
Объемный коэффициент
𝑃
𝜆с = 1 − С [(𝑃к )
1/𝑛
0
− 1],
(14)
где C = 0,03÷0,05; n – показатель политропы обратного расширения для хладоновых
поршневых компрессоров, n = 0,95 ÷ 1,05.
В компрессорах с правильно спроектированными всасывающими и нагнетательными
клапанами 𝜆др колеблется от 0,95 до 1,00.
Коэффициент подогрева 𝜆𝑤 может быть вычислен по формуле Левина:
𝜆𝑤 = 𝑇0 /𝑇к .
(15)
Коэффициент плотности 𝜆пл , учитывающий утечки хладагента из рабочей полости цилиндра для компрессоров, находящихся в хорошем техническом состоянии, равен 0,96–
0,98.
Объем, описываемый поршнем компрессора, 𝑉𝑇 служит для подбора компрессора или
выбора его основных размеров.
𝑉𝑇 =
𝜋·Дц2
4
·S·Z·n,
(16)
где Дц – диаметр цилиндра; S – рабочий ход поршня; Z – число цилиндров; n – частота
вращения.
37
Расчет по формуле (16) ведется с заданием отношения 𝑆⁄Дц = 𝜓.
Отношение 𝜓 для бескрейцкопфных холодильных компрессоров, используемых на судах, принимают равным 0,8÷0,6. Его целесообразно увеличивать в тех случаях, когда это
допустимо в отношении прочности деталей механизма движения и возможности обеспечения хорошей работы клапанов. При выборе числа цилиндров Z cледует иметь в виду, что
компрессоры с большим Z имеют относительно меньшие массы и габариты, меньше
нагрузки на механизм движения и обладают более высокой технологичностью и ремонтоспособностью. Малое число цилиндров обуславливает сравнительно меньшую стоимость
изготовления и большую надежность.
Частота вращения влияет на выбор отношения S/Д , определяющего среднюю скорость
поршня, а следовательно, механические потери и износы, а также на силы инерции в механизме движения компрессора. Поэтому для компрессоров с большой частотой вращения
принимают меньшие значения 𝜓. Однако снижение 𝜓 приводит к увеличению вредного
пространства, что нежелательно.
После выбора основных размеров компрессора необходимо рассчитать действительные значения показателей. Действительный массовый расход хладагента в компрессоре
Мкм = 𝜆𝑉км /𝑉1 .
(17)
Действительная холодопроизводительность компрессора
𝑄0 = Мкм 𝑞0.
(18)
Мощность привода компрессора определяют в следующем порядке:
1. Определяют теоретическую (адиабативную) мощность сжатия
𝑁𝑇 = 𝑀км ∙ 𝑙 𝑇 ,
(19)
где 𝑙 𝑇 – удельная работа сжатия в компрессоре, кДж/кг.
2. Рассчитывают действительную (индикаторную) мощность сжатия
𝑁1 = 𝑁𝑇 /𝜂1 ,
(20)
где 𝜂1 – индикаторный КПД. Для малых и средних компрессоров 𝜂1 = 0,7–0,8. Большие
значения относятся к более крупным компрессорам.
3. Находят мощность на валу компрессора (эффективную мощность)
𝑁е = 𝑁1 /𝜂м ,
(21)
где 𝜂м – механический КПД компрессора. Значения которого зависят от отношения давления Рк /Р0 : при Рк /Р0 = 5÷7 ; 𝜂м = 0,9; при Рк /Р0 = 11÷13 𝜂м = 0,8;
𝑄
4. Холодильный коэффициент рассчитывают
𝜀=𝑁
5. Определяют электрическую мощность, т. е. мощность, потребляемую электродвигателем из сети
𝑁эл = 𝑁е /𝜂эл ,
(22)
где 𝜂эл – КПД электродвигателя. Для двигателей малых компрессоров 𝜂эл = 0,85–0,9, для
крупных 𝜂эл = 0,9–0,95.
38
Тепловую нагрузку на конденсатор (в кВт) определяют без учета потерь в процессе
сжатия
𝑄к = Мкм ∙ 𝑞𝑘 = Мкм (𝑖2 − 𝑖3′ )
(23)
или с учетом потерь (действительная)
𝑄нд = 𝑄0 + 𝑁1 ,
(24)
где 𝑄0 – холодопроизводительность выбранного компрессора, кВт; 𝑁1 – индикаторная
мощность, кВт; 𝑖2 , 𝑖3′ – энтальпии хладагента в соответствующих точках теоретического
цикла, кДж/кг.
Расчет и подбор теплообменных аппаратов
Хладоновые холодильные машины непосредственного охлаждения поставляются комплексно: компрессор вместе с конденсатором, батареями или воздухоохладителями, приборами автоматики. Поэтому при проектировании достаточно рассчитать и подобрать компрессор нужной производительности. Затем из таблиц или каталогов выписать технические
характеристики всех аппаратов, входящих в комплект холодильной машины, поставляемой
с выбранным компрессором. Однако в судовой холодильной технике применяются не только холодильные машины, но и холодильные установки, а также холодильные машины, входящие в системы кондиционирования воздуха. Поэтому специалист, изучающий данную
дисциплину, должен уметь рассчитать и вести подбор теплообменных аппаратов.
Расчет испарителей
Прежде чем приступать к расчету холодильного оборудования, нужно выбрать конструкцию и количество испарителей, а также их размещение в холодильных камерах. Количество испарителя подбирается отдельно для каждой камеры охлаждения.
В зависимости от тепловой нагрузки на камеру определяется необходимая площадь испарителя или испарителей. Требуемая площадь теплоизолирующей поверхности 𝐹и (в м2)
определяют по формуле
𝐹и = 𝑄1 /(𝐾и ∙ 𝑄̅𝑚 )
(25)
где 𝑄1 – тепловая нагрузка на камеру, определенная при расчете теплопритоков, Вт;
𝐾и – коэффициент теплопередачи от хладагента воздуху в камере, Вт/(м2·К) .
При расчете 𝐹и принять 𝑄̅𝑚 = 𝑡оп − 𝑡0 .
Значения коэффициента теплопередачи 𝐾𝑢 зависит от многих факторов: конструкции
теплообменного аппарата, физических свойств теплообменивающих сред, скорости их
движения и т.д. Методы расчета рассматриваются в курсах теплопередач. При расчете 𝐾и
необходимо задаваться конструкцией и предварительными размерами теплообменных аппаратов. Поэтому в первом приближении для выбора размеров теплообменника используют опытные значения 𝐾и аналогичных конструкций теплообменных аппаратов.
Для воздухоохладителей с оребренной наружной поверхностью коэффициенты теплопередачи можно принять в зависимости от температуры кипения:
𝑡0 , оС
–40
–20
–15
0 и выше
𝐾и , Вт/(м2·К)
12
13
14
17,5
39
На рассчитанной площади поверхности подбирают один или несколько воздухоохладителей с таким расчетом, чтобы распределение температур по всему объему камеры было
равномерным.
Площадь выбранных испарителей может отличаться от расчетной. Поэтому нужно проверить на температуру кипения хладагента.
𝑄1
𝑡0 = 𝑡в – 𝐾
и ∙𝐹и
,
(26)
где 𝑡в – температура воздуха в камере; 𝐹и – площадь поверхности выбранных испарителей
для камеры.
При значительном отличии полученной 𝑡0 от расчетной необходимо за счет перераспределения поверхности испарителей камер это отличие уменьшить до приемлемых значений.
Расчет и подбор конденсаторов
Требуемая площадь теплоперерабатывающей поверхности, по которой подбирают конденсаторы, определяется по формуле
𝐹к =
𝑄к
,
Кк ∙𝑄𝑚
(27)
где 𝐾к – коэффициент теплопроводности поверхности конденсатора, кВт/(м 2·К); 𝑄к – тепловая нагрузка на конденсатор, кВт
𝑄𝑚 можно определить как средне арифметический температурный напор
𝑡𝑤1 – 𝑡𝑤2
𝑄𝑚 = 𝑡к –
2
.
(28)
где 𝑡к – температура хладагента в конденсаторе ; 𝑡𝑤1 , 𝑡𝑤2 – соответственно температура воды на входе и выходе из конденсатора.
Коэффициенты теплопередачи для конденсаторов различного типа
Таблица 6
Конденсатор
𝐾к , Вт/(м2·К)
Кожухотрубный фреоновый
1800–2500
Испарительный
200–300
Воздушный
20–25
Объемный расход охлаждающей воды 𝑉𝑤 (м3/с) определяют по формуле
𝑉𝑤 = С
𝑄кд
𝑤 𝜌𝑤 ∆𝑡
,
(29)
где 𝑄кд – нагрузка на конденсатор, кВт; С𝑤 – удельная теплоемкость воды (С𝑤 =4,19
кДж/(кг·К)); 𝜌𝑤 – плотность воды (𝜌𝑤 = 1000 кг/м3).
∆𝑡 = 𝑡𝑤2 − 𝑡𝑤1 ,
где 𝑡𝑤2 , 𝑡𝑤1 – соответственно температура воды на выходе из конденсатора и входе в конденсатор.
40
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Швецов Г.М. Судовые холодильные установки / Г.М. Швецов, Н.В. Ладин. – М.:
Транспорт, 1986. – 232 с.
2. Нестеров Ю.Ф. Судовые холодильные установки и системы кондиционирования воздуха / Ю.Ф. Нестеров. – М.: Транспорт. – 1991. – 229 с.
3. Явнель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем
кондиционирования воздуха / Б.К. Явнель. – М.: Агропромиздат. – 1989. – 217 с.
41
Приложение 1
42
Приложение 2
43
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение …………………………………………………………………………………………. 1
Глава 1. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА УСТРОЙСТВА ОДНОКАСКАДНОЙ ПАРОКОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ ………………………………………………………… 1
Глава 2. ВЫБОР И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ. ОСНОВЫ РАСЧЕТА И ПОДБОР ПОРШНЕВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ КОМПРЕССОРОВ …………………………………………………………………………………………… 30
44