Читайте также:
|
|
1-й вопрос. Необходимо раскрыть, что представляют собой p-v, T-s и p-i диаграммы.
2-й вопрос. Показать получение холода – как результат процессов совершаемых в холодильной машине. Описать тепловые процессы обратного цикла Карно.
3-й вопрос. Объяснить сущность процессов, происходящих при работе поршневого компрессора по p-v диаграмме.
4-й вопрос. Привести классификацию компрессоров по устройству, по величине холодопроизводительности и т.д.
5-й вопрос. Объяснить назначение и перечислить основные виды конденсаторов. Представить схему и принцип работы оросительного конденсатора
Алгоритм решения задачи № 1
Исходя из температур холодильного агента, в соответствующей i – p диаграмме строится теоретический цикл работы одноступенчатой холодильной машины (рис. 1) и определяются его термодинамические параметры в узловых точках, которые заносятся в таблицу 3.
Рис. 1. Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины | Рис. 2. Коэффициент подачи для поршневых компрессоров: ¾¾¾ - с сальником - - - - - - безсальниковые |
Таблица 3
Параметр | Точки | |||||
а | 3’ | |||||
p, МПа | ||||||
Т, К | ||||||
i, кДж/кг | ||||||
v, м3/кг |
Удельная массовая холодопроизводительность q0 (кДж/кг)
q0 = iа – i4
Массовый расход рабочего вещества Gд (кг/с)
Gд = Q0 / g0
Действительная объемная производительность компрессора Vд (м3/с)
Vд = Gд . v1
Теоретический объем, описываемый поршнями Vт (м3/с)
Vт = Vд / l
где l - коэффициент подачи поршневого компрессора, определяемый (для компрессоров средней производительности) по графикам (рис.2).
Диаметр цилиндра компрессора D (м)
где ki = 16 … 45 – параметр удельных сил инерции при ходе поршня компрессоров соответственно 0,04 … 0,12 м. Так как современные быстроходные компрессоры в целях снижения массы и габаритов, а также ограничения роста средней скорости поршня выполняют короткоходовыми, выбираем ki = 20.
Диаметр поршня необходимо округлить до стандартной величины. Ход поршня s определяют по принятой величине y = s/D. Для непрямоточных машин y = 0,6 … 0,8. При выборе величины y, соответствующих ей хода поршня s и частоты вращения вала n следует иметь в виду допустимую среднюю скорость поршня сm. Для машин средней холодопроизводительности сm = 2 … 4 м/с.
Частота вращения вала компрессора n (с-1)
Частота вращения вала округляется до стандартной и рассчитывается средняя скорость поршня сm= 2sn, которая не должна выходить за указанные границы.
Теоретический объем, описываемый поршнями Vт’ (м3/с) при принятых D, s, n составит
Отклонение g (%) теоретического объема Vт’ от рассчитанного первоначально составит
g = 100 (Vт - Vт’)/ Vт
и не должно превышать 5%.
Удельная адиабатная работа компрессора lад (кДж/кг)
lад = i2– i1
Адиабатная мощность компрессора Nад (кВт)
Nад = Gд.lад
Максимальная индикаторная мощность компрессора Ni max (кВт)
Ni max = kVтpo max
где k – показатель адиабаты холодильного агента, po max – максимальное давление кипения (при Т=283 К).
Индикаторная мощность в расчетном режиме Ni
Ni = Nад / ηi
где ηi – индикаторный КПД компрессора (рис.3).
Мощность трения Nтр (кВт)
Nтр = рi тр.Vт
где рi тр – приведенное давление трения, зависящее от конструкции механизма движения компрессора, в аммиачных компрессорах типа ГД эта величина составляет 7 … 9.104 Па, для типов ВП и УП – 5…8.104 Па, во фреоновых 3 … 6.104 Па.
Эффективная мощность Nе (кВт)
Ne = Ni + Nтр
Рис.3. Индикаторный КПД для поршневых компрессоров средней производительности:
¾¾ - c сальником;
- - - - - безсальниковые
Максимальная эффективная мощность Ne max (кВт)
Ne max = Ni max + Nтр
Механический КПД компрессора hмех
hмех = Ni / Nе
Эффективный КПД компрессора hе
hе = Nад / Nе
Эффективный холодильный коэффициент e
e = Q0 / Nе
Построение p – v диаграммы рабочего процесса
поршневого компрессора
Объем цилиндра поршневого компрессора определяется исходя из диаметра и хода поршня с учетом мертвого пространства цилиндра, которое для непрямоточных компрессоров средней производительности составляет 4…5 %.
Vв=0,25pD2s(1+0,05)
Давление соответствующее точке «в» составляет
рв = ро - Dро
где Dро – гидравлическое сопротивление на линии всасывания, зависящее от конструкции всасывающего вентиля и клапана (в среднем 0,03 МПа).
Точку «с» характеризует давление рс
рс = рк +Dрк
где Dрк – гидравлические потери на линии нагнетания, определяемые конструкциями нагнетательного клапана и вентиля (в среднем 0,06 МПа).
В первом приближении можно считать, что сжатие в цилиндре происходит по адиабате (теплота от цилиндров не отводится, энтропия паров постоянна), тогда из первого закона термодинамики
рв.Vвк = рс.Vск
где к – показатель адиабаты холодильного агента
Точка «d» лежит на изобаре «с – d» и рd = рс. Объем Vd определяется мертвым пространством цилиндра
Точка «а» ограничивает адиабату «d – а», ей соответствует давление рв и объем Vа определяется выражением
Дата добавления: 2015-12-07; просмотров: 77 | Нарушение авторских прав