Контрольные вопросы и задания

1. В каких случаях применяют многоступенчатые термотрансформаторы?

2. Как определяется оптимальное промежуточное давление?

3. Что является недостатком простой схемы двухступенчатой парокомпрессионной холодильной машины?

4. Для чего применяют многократное дросселирование?

5. Описать цикл двухступенчатого термотрансформатора с полным промежуточным охлаждением и двойным дросселированием?

6. Какие функции выполняет промежуточный сосуд?

7. Для чего применяют промежуточный сосуд со змеевиком?

8. Описать схему двухступенчатой теплонасосной установки?

Примеры

Пример № 8:

Рассчитать цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным охлаждением и однократным дросселированием при следующих исходных данных: t_o= - 40 ^oC, t_к=30 ^oC, Q_o=100 кВт, рабочее тело-R717, Δt_нд=10 ^oC, Δt_вд=10 ^oC, Δt_по=5 ^oC.

Схема представлена на рис. 3.1. Построим цикл холодильной машины в диаграмме lgp-i.

Рисунок 4.5 - Цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным охлаждением и однократным дросселированием в lgp-i диаграмме

По таблицам и диаграммам состояния R717 [приложение 1, 2] определяем p_o и р_к и рассчитываем р_пр по формуле:

р_о=0,0717 МПа, р_к=1,1675 МПа.

_tпр=-10,13 ^o_C.

Таблица к примеру № 8 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла холодильной машины

№ узловые точки	Температура в точке, С	Давление в точке, МПа	Энтальпия хладона i, (кДж/кг)
1	-40	0,0717	1708,2
1’	-30	0,0717	1730,0
2	64,03	0,2893	1923,47
3	-10,13	0,2893	1750,2
3’	0,13	0,2893	1774,8
4	30	1,1675	1785,3
4’	101,714	1,1675	1982,43
5	30	1,1675	641,33
5’	25	1,1675	617,3
6	-10,13	0,2893	454,18
7	-40	0,0717	617,3

v_1’=1,626 м³/кг; v_3’=0,438 м³/кг.

Холодильный коэффициент

_{Массовый расход пара:}

Мощности, потребляемы компрессорами СНД, СВД:

Объемные расходы пара в СНД и СВД:

Расчетная тепловая нагрузка конденсатора

Пример № 9:

Рассчитать цикл двухступенчатой холодильной машины с полным промежуточным охлаждением и двукратным дросселированием (ПС без змеевика) при следующих исходных данных: t_o= - 40 ^oC, t_к=30 ^oC, Q_o=100 кВт, рабочее тело-R717, Δt_нд=10 ^oC, Δt_вд=10 ^oC, Δt_по=5 ^oC. Схема представлена на рис. 3.2.

Рисунок 4.6 - Цикл двухступенчатой холодильной машины с полным промежуточным охлаждением и двукратным дросселированием (ПС без змеевика) в lgp-i диаграмме

По таблицам и диаграммам состояния R717 определяем p_o и р_к и рассчитываем р_пр по формуле:

р_о=0,07169 МПа, р_к=1,1675 МПа.

_tпр=-10,13 ^o_C.

Таблица к примеру №9 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла холодильной машины

№ узловые точки	Температура в точке, С	Давление в точке, МПа	Энтальпия хладона i, (кДж/кг)
1	-40	0,0717	1708,2
1’	-30	0,0717	1730,0
2	64,03	0,2893	1923,47
3	-10,13	0,2893	1750,2
3’	0,13	0,2893	1774,8
4	30	1,1675	1785,3
4’	101,714	1,1675	1982,43
5	30	1,1675	641,33
5’	25	1,1675	617,3
6	-10,13	0,2893	454,18
7	-40	0,0717	454,18
8	-10,13	1,1675	617,3

v_1’=1,626 м³/кг; v_3’=0,438 м³/кг.

Холодильный коэффициент

_{Массовый расход пара:}

Объемные расходы пара в СНД и СВД:

Мощности, потребляемы компрессорами СНД, СВД:

Расчетная тепловая нагрузка конденсатора

Как видно, из сравнения примера 8 и 9, оба цикла дают примерно одинаковые показатели, кроме тепловой нагрузки на конденсатор, которая выше для второго из рассмотренных примеров.

Пример № 10:

Рассчитать цикл холодильной машины с винтовым компрессором с двукратным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением при следующих условиях: t_o=-40 ^oC, t_к=30 ^oC, Q_o=100 кВт, рабочее тело-R22, Δt_нд=25 ^oC, Δt_нр=5 ^oC, Δt_по=0 ^oC, перегрев пара в переохладителе Δt_п=5 ^oC. Схема представлена на рис. 3.4.

Рисунок 4.7 - Цикл холодильной машины с винтовым компрессором с двукратным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением в lgp-i диаграмме

По таблицам и диаграммам состояния R22 определяем p_o и р_к и рассчитываем р_пр по формуле:

р_о=0,1053 МПа, р_к=1,1913 МПа.

_{tпр=-10,048}^o_C.

Таблица к примеру № 10 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла холодильной машины

№ узловые точки	Температура в точке, С	Давление в точке, МПа	Энтальпия хладона i, (кДж/кг)
1	-40	0,1053	687,65
1’	-15	0,1053	703,25
2	Определяем по формулам
2’	39,345	0,3544	735,407
3	-10,048	0,3544	700,58
3’	Определяем по формулам
3”	-5,048	0,3544	704,16
4	30	1,1913	713,7
4’	Определяем по формулам
4”	Определяем по формулам
5, 5’	30	1,1913	536,40
6	-5,048	1,1913	494,2
7	-40	0,1053	494,2
8	-10,048	0,3544	536,40
9	-10,048	0,3544	488,40

v_1’=0,2297 м³/к.

_{Определим энтальпию в точке 2:}

_{λснд =рпр/po=0,3544/0,1053=3,366}

_{Массовый расход пара:}

_{По i3’ найдем: t3’=21,107} ^o_{C, t4”=71,26} ^o_{C, i4”=748,89 кДж/кг}

_{Аналогично найдем i4’:}

_{λсвд =рк/pпр=1,1913/0,3544=3,361}

Мощности, потребляемы компрессорами СНД, СВД:

Расчетная тепловая нагрузка конденсатора

Как следует из полученных результатов, значение ε в этом примере превосходит значение ε в предыдущих примерах. На основании этого можно сделать вывод, что холодильные машины с винтовым компрессорами должны быть более экономичными. В действительности этого не наблюдается, поскольку из-за несовершенства рабочего процесса маслозаполненных винтовых компрессоров их мощности на 30-50% превышают мощности поршневых компрессоров. При этом в результате снятия части перегрева паров хладагента маслом, циркулирующим через винтовой компрессор, понижается тепловая нагрузка на конденсатор.

Пример № 11:

Рассчитать цикл двухступенчатой теплонасосной установки с двумя ступенями конденсации при следующих условиях: t_o= - 50 ^oC, t_к’=30 ^oC, t_к”=60 ^oC, Q_k’ =50 кВт, Q_k’ =100 кВт рабочее тело-R134а. Схема представлена на рис. 3.5.

Рисунок 4.8 - Цикл двухступенчатой теплонасосной установки с двумя ступенями конденсации в lgp-i диаграмме

Таблица к примеру №11 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла холодильной машины

№ узловые точки	Температура в точке, С	Давление в точке, МПа	Энтальпия хладона i, (кДж/кг)
1	0	0,293	398,60
2’	35	0,770	422
2	40	0,770	424,57
3’	72,5	1,682	443
3	73	1,682	443,28
4	60	1,682	287,5
5	30	0,770	241,72
6	30	0,770	287,5
7	0	0,293	241,72

v₁=0,069 кг/с

v₂=0,027 кг/с

Определим удельную энтальпию в точке 2:

Индикаторный (адиабатный) КПД _i

_i = _w + t₀=0,901+0,0025*0=0,901

Примем =0,0025 для хладоновых машин

, кДж/кг

Определим удельную энтальпию в точке 3:

Индикаторный (адиабатный) КПД _i

_i = _w + t_k’=0,901+0,0025*30=0,985

Примем =0,0025 для хладоновых машин

кДж/кг

Расход холодильного агента через конденсатор и компрессор верхней ступени:

кг/c

Расход холодильного агента:

кг/c

Расход холодильного агента через конденсатор и компрессор нижней ступени:

кг/c

Расчетная тепловая нагрузка испарителя:

кДж/кг

Объемная производительность компрессора нижней ступени:

кг

Объемная производительность компрессора верхней ступени:

кг

Электрическая мощность компрессора нижней ступени при отсутствии охлаждающей рубашки:

кВт

η_эм = электромеханический КПД системы компрессор-электродвигатель.

Рассчитываем электромеханический КПД ηэм по уравнению:

η_эм = η_эд · η_км=0,9·0,97=0,873

где η_эд = КПД приводного электродвигателя, может быть (от 0,85 до 0,92), принимаем 0,9;

η_м = механический КПД компрессора на практике известно η_км составляет от 0,93 до 0,97, принимаем 0,97.

Электрическая мощность компрессора верхней ступени при отсутствии охлаждающей рубашки:

кВт

Средний холодильный коэффициент установ­ки при расчетном режиме определяется по фор­муле: