Порядок выполнения курсовой работы

По заданным параметрам наружного воздуха и внутреннего определить параметры и расходы обрабатываемого воздуха. Составить схему обработки воздуха и определить тепловую нагрузку на основное оборудование кондиционера.

1. В объём расчёта СКВ входит расчёт теплопритоков, теплопотерь и влагоизбыток судовых помещений, определение параметров и расходов обрабатываемого воздуха, построение процессов тепловлажностной обработки воздуха в i-d диаграмме и определение тепловой нагрузки на охладители (нагреватели) воздуха (Q_в.о.,Q_в.н.), расчёт площади В₀, В_н.

Определение рабочей холодопроизводительности холодильной машины. Расчёт компрессора для СКВ.

Тепловлажностный расчёт системы основан на решении уравнения теплового, газового и влажностного режима помещений. Круглогодичная СКВ рассчитывается графоаналитическим методом (использование диаграммы i-d) для двух режимов работы (летнего и зимнего).

I. Параметры обрабатываемого воздуха для судов с неограниченным районом плавания принимаются из таблицы № 1.

Таблица № 1

№	t н.в.	φ н.в. %	t п.	φ п. %	Q явк. кВт	№ схемы
7	3	85	22	50	20	№ 3

	i	d	φ	t р.
1	13	4	85
2	43	8,3	50
3	50	9,3	45

Согласно санитарных норм для судовых каютных помещений комфортными значениями являются следующие величины t_{помещ. летом}= 2226 ⁰С, t_{п – зимой}=1822 ⁰С, относительная влажность _п=(5010) %, скорость движения воздуха _в=0,15 м/с, t_g – допустимая разность температур для каютных воздухораспределителей принимается от 47 ⁰С, где t_g= t_п-t_g, где t_g – температура воздуха, подаваемого в помещении после обработки в ВР (воздухораспределитель) – для летнего режима, зимнего.

По заданным параметрам воздуха строится процесс тепловлажностной обработки воздуха в централизованной одноканальной рециркуляционной СКВ для летнего (зимнего) режимов. При построении процесса необходимо использовать конспект лекций по дисциплине.

1. Находим теплопритоки (теплоизбытки) помещения по формуле:

Q_т.п.=Q_явн.+ Q_т.с.=20+0,212=20,212, кВт,

где Q_явн- явная теплота, поступающая или теряемая в помещении – сумма всех теплопритоков (потерь) принимается для каждого варианта задания;

Q_т.с- скрытая теплота – теплота, содержащаяся в водяном паре, вносимом в помещение воздухом.

Q_т.с.=i_b.n.W= 25408,310^-5=0,212,кВт

где i_b.n.- энтальпия водяного пара содержащегося в воздухе = 25302550 кДж/кг;

W- влагоизбытки помещения, считаются по формуле:

W_л=10^-3_лm/3600=0,056/3600=8,3*10^-5,

где_л– влаговыделение одного человека при различной интенсивности работы. По санитарным нормам считается нормальными влаговыделения при спокойном состоянии человека – 50 г/ч.

Количество людей в помещении – mпринимается самостоятельно.

2. Расход воздуха, необходимый для отвода избыточной теплоты в летний период или подвода недостающей теплоты в зимний период, определяется из уравнения теплового баланса помещения:

Q_т.п.=G(i_n-i_b)=0,67*(43-13)=20,21

гдеG_в-количество подаваемого воздуха, i_n – энтальпия воздуха помещения кДж/кг, i_b – энтальпия подаваемого воздуха= кДж/кг.

Решая уравнения, находим количество воздуха подаваемого в помещении кг/с

3. Зная расход воздуха через ВО (ВН) можно определить тепловую нагрузку на воздухоохладитель ВО, воздухонагреватель (ВН).

где i_b1– энтальпия воздуха перед ВН,

i_b2 – энтальпия после Вн.

4. Требуемую рабочую холодопроизводительность холодильной машины можно определить по формуле:

Q_o=Q_v.o.=1.1*4,69=5,16

где Q_b.o – тепловая нагрузка на ВО (ВН),

= 1,041,15 – коэффициент запаса холодопроизводительности=1.1.

5. По определенной рабочей холодопроизводительности рассчитываем компрессор

для СКВ.

6. По тепловой нагрузке на ВО (ВН) находим площадь ВО (ВН)

, м²

где к – коэффициент теплопередачи для ребристых ВН - 1217 вт/м²=12

 - средняя разность температур между воздухом помещения и температурой кипения нижнего хладагента в ВО.

Последовательность расчета компрессора:

1. Необходимо построить цикл в тепловой диаграмме lgP­i для Ф-22. Для этого рассчитываются необходимые параметры для построения цикла.

Холодильная машина работает на Ф-11 с перегревом на всасывании и переохлаждением перед РВ.

Для воздушного способа охлаждения помещения t₀=t_n-(18÷12⁰)=22-17=5, где t_n –температура воздуха помещения.

Перегрев паров фреона перед всасыванием находится в пределах 10÷28 t_вс=t₀+∆t_пер.=t₀₊(10÷20⁰)=5+10=15.

Температура конденсации t_киt_n– переохлаждения зависят от температуры охлаждающей среды, т.е. t_н.в.

Таким образом t_к=t_н.в.+(10÷20⁰)=3+17=20; t_п=t_н.в.+(5÷15⁰)=3+12=15.

По рассчитанным температурам строится цикл холодильной машины в диаграмме lgP­iи определяются параметры узловых точек. Параметры заносятся в таблицу и используются для дальнейшего расчёта.

Диаграмма lgP-i

l g P t_пt_k

3’ 3 t_k2’ 2

P_k

t_пер

t ₀ 3’

v₁

P₀ 1’

4 1

x=0 x=1 t₀ t_перt_x t_наг

i

=410; =420; =235кДж/кг

При расчете определяем

1. Удельную холодопроизводительность, кДж/кг,

= .=410-235=175

2. Объемную производительность, кДж/м³,

где - объём всасываемых паров компрессором.

3. Из формулыQ₀=Gа·q₀ можно определить массовый расход циркулирующего в машине хладагента кг/с Ga=Q₀/q₀=20/175=0,11кг/с, где Q₀ – тепловая нагрузка на холодильную машину. Обычно эта нагрузка рассчитывается как сумма всех теплопритоков в охлаждаемое помещение. В нашем случае Q₀ – является также Q_яв.=20

4. Работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг хладагента считается по формуле: =420-410=10,кДж/кг.

5. Считаем действительный холодильный коэффициент эффективности работы холодильной машины =175/10=17,5. В случае работы холодильной машины по циклу теплового насоса (нагрев воздуха), эффективность работы оценивается тепловым коэффициентом, учитывающим потери в прямом и обратном цикле холодильной машины. Этот коэффициент можно посчитать по формуле =17,5+1=18,5

Для расчета мощности компрессора холодильной машины надо учитывать все энергетические и объемные потери мощности действительного цикла холодильной машины. Эти потери учитываются коэффициентом подачи и учитывают степень заполнения рабочего объема цилиндров, всасываемых паром хладагента =0,97*0,94*0,95=0,87;

а) – объемный или индикаторный коэффициент, учитывающий объемные потери от наличия мертвого пространства и сопротивление в клапанах.

где С – отношение мертвого пространства к объему цилиндра:

для фреоновых компрессоров С = 0,03 ÷0,04=0,03;

б) – коэффициент подогрева, учитывающий объемные потери от теплообмена в цилиндре,

, Т=(273 + t^oC) – в градусах Кельвина;

в) – коэффициент, учитывающий неплотности в цилиндре; зависит от конструкции и степени износа компрессора,

=0,95 .

6. Действительный объём, описываемый поршнем компрессора, м³/с

.

По найденному объему можно по каталогу подобрать марку компрессора, объемная подача которых, должна быть на 20÷40 % больше требуемой мощности привода компрессора :

1. Определяем теоретическую (адиабатическую) мощность сжатия: =0,11*10=1,1 кВт

2. Определяем действительную мощность сжатия, кВт , где - индикаторный коэффициент для малых компрессоров – (0,7÷0,8)=0,8

3. Мощность на валу компрессора (эффективная мощность кВт) , где - для современных малых компрессоров 0,9.

4. Электрическая мощность, т.е. мощность потребляемая электродвигателем компрессора, кВт: , для малых компрессоров =0,85÷0,9.

Список используемой литературы:

1. Дудко Н.В., Абрамчук В.В. Справочник механика по судовым и рефрижераторным

Установкам - М.: Транспорт, 1979. – 189с.

2. Захаров Ю.В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные машины - Л.: Судостроение, 1972. - 556с.

3. Ленгли Б. Справочник по СХУ и ССКВ - М.:Агропромиздат, 1986. – 175 с.

4. Нестеров Ю.Ф. Судовые холодильные установки и системы кондиционирования

воздуха –М.: Транспорт, 1991. – 299с.

5. Покровский Н.К. Холодильные машины и установки –М.: Пищевая промышленность, 1991. – 203 с.

6. Ялвель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем

кондиционирования воздуха – М:ВО Агропромиздат, 1989. – 218 с.

7. Кулиш О.В. Конспект лекций.