Бытовые холодильные приборы

Основные понятия и расчет теоретического цикла бытового компрессионного холодильника. Устройство конденсаторов бытовых холодильников, расчет их конструктивных параметров и толщины теплоизоляционного слоя. Основные параметры поршневых компрессоров.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 25.03.2011
Размер файла 498,9 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. ВЫБОР КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ШКАФА ХОЛОДИЛЬНИКА

  • 2. Основные понятия и расчет теоретического цикла бытового компрессионного холодильника
    • 3. Теплоизоляция шкафа холодильника, расчет толщины теплоизоляционного слоя
    • 4. Устройство конденсаторов бытовых холодильников, расчет их конструктивных параметров
  • 5. РЕАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВЫЕ И СИЛОВЫЕ ФАКТОРЫ НАГРУЖЕНИЯ КОНДЕНСАТОРА В ХАРАКТЕРНЫХ РЕЖИМАХ РАБОТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ И ОЦЕНКА ЕГО ПРОЧНОСТИ
    • 6. Конструктивные особенности испарителей бытовых холодильников и расчет их параметров
    • 7. Капиллярная трубка, расчет ее длины
    • 8. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
    • 9. Влияние режима работы на энергетические характеристики компрессора типа ХКВ для бытовых холодильников
    • 10. Определение характеристик температурного поля герметичного компрессора ХКВ
    • Библиографический список
    • 1. Выбор конструктивных параметров и тепловой расчет шкафа холодильника
    • Тепловой (калорический) расчет шкафа холодильника проводят для определения требуемой холодопроизводительности холодильного агрегата, обеспечивающей поддержание в камерах заданных температур.
    • Основными исходными данными для калорического расчета являются емкости холодильной и морозильной камер (соответственно Vх и Vм , дм3), заданные (расчетные) температуры в камерах холодильника (tх и tм), а также их геометрические размеры и принятая конструкция шкафа.
    • Расчет начинают с построения расчетной схемы шкафа холодильника с указанием всех необходимых параметров (рис. 1). Для удобства расчета обозначают каждую стенку шкафа через Fi.
    • В целом, общий теплоприток к испарителям (испарителю) холодильника равен суммарному теплопритоку в холодильную и морозильную (или низкотемпературное отделение) камеры, Вт:
    • Q=Qх+Qм, (1)
    • где Qх - сумма теплопритоков в холодильную камеру, Вт; Qм - сумма теплопритоков в морозильную камеру, Вт.
    • Сумму теплопритоков в каждую из камер холодильника определяют по формуле, Вт:
    • , (2)
    • где Q1 - расход холода на теплопередачу через ограждения (стенки) камер, Вт; Q2 - расход холода на охлаждение и замораживание продуктов, Вт; Q3 - расход холода на охлаждение воздуха в камерах, Вт; Q4 - расход холода на различные эксплуатационные нужды, Вт.
    • (знак распространяется на стенки шкафа с различной толщиной теплоизоляции , температурного перепада t и площади F)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

  • Рис. 1. Расчетная схема шкафа холодильника
    • где kp - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К); F - поверхность ограждения камер по осям, измеряемая по средним линиям (рис. 1), м2 (площадь определяется в зависимости от габаритных размеров по таблицам А.1 и А.2); tн - расчетная температура воздуха снаружи холодильника, С; tх - расчетная температура воздуха внутри холодильной камеры, С; tм - расчетная температура воздуха внутри морозильной камеры, С.
    • Согласно рекомендациям ИСО и ГОСТ 16317-87 на бытовые холодильные приборы при температуре окружающей среды 16 С (класс Н) или 18 С (класс Т) в режиме наименьшего охлаждения ни одна из трех температур характерных точек камеры охлаждения не должна быть ниже 0 С. Такое ограничение температуры устанавливается из условия обеспечения требуемой минимальной экономичности, так как понижение температуры на каждый лишний градус приводит к повышению затрачиваемой энергии.
    • При температуре окружающего воздуха 32 С (класс Н) или 43 С (класс Т) в режиме «Холод» средняя температура в камере охлаждения должна быть не выше 5 или 7 С соответственно, а температуры трех характерных точек должны находиться в пределах 0…10 С. Данное ограничение обеспечивает возможность эксплуатации бытовых холодильников в различных климатических районах:
    • tн=32 С - для холодильников нормального исполнения (класс Н);
    • tн=43 С - для холодильников тропического исполнения (класс Т).
    • Расчетная температура воздуха внутри камер tх и tм может быть определена как среднее арифметическое значение требуемых температур в геометрических центрах холодильной и морозильной камер.
    • Коэффициент теплопередачи k, Вт/(м2К), внешнего ограждения камер холодильника в зависимости от постановки задачи либо выбирают как расчетное (рекомендуемое) значение (табл. А.3), либо определяют по формуле:
    • , (4)
    • (знак суммы говорит о наличии нескольких слоев ограждения; однако обычно стенки камер и корпуса шкафа не учитывают, так как они представляют очень незначительное термическое сопротивление в сравнении со слоем теплоизоляции)
    • где н и в - коэффициенты теплоотдачи соответственно от наружного воздуха к внешним стенкам шкафа и от внутренних поверхностей стенок шкафа к воздуху камер, Вт/(м2К); - толщина слоя ограждения стенки шкафа, м; - коэффициент теплопроводности слоя ограждения, Вт/мК (значения коэффициента теплопроводности материалов, используемых в качестве теплоизоляции, приведены в таблице А.4).
    • По результатам экспериментов Васильковского завода холодильников (Украина) принимают н = в = 11,63 Вт/(м2К). По другим данным [5] н =3,0…4,0 Вт/(м2К), в =1,2…1,5 Вт/(м2К).
    • Расход холода на охлаждение и замораживание продуктов, Вт:
    • где Gх - количество продуктов, помещающихся в холодильной камере, кг/сут; Gм - количество продуктов, помещающихся в морозильной каме-ре, кг/сут; iн - начальное теплосодержание продуктов, определяемое при температуре окружающей среды (табл. А.5), кДж/кг; iх, iм - конечное теплосодержание охлаждаемых и замораживаемых продуктов при соответствующих температурах, кДж/кг.
    • В соответствии с ГОСТ 16317-87 Gх и Gм определяются исходя из того, что мощность замораживания продуктов в холодильных приборах должна быть на каждые 10 дм3 морозильной камеры, не менее: для компрессионных однокамерных холодильников - 0,5 кг/сут; для компрессионных двухкамерных холодильников - 0,7 кг/сут; для компрессионных морозильников - 1,0 кг/сут. Мощность охлаждения продуктов в холодильных камерах должна быть не менее 0,5 кг/сут на каждые 10 дм3 объема хо-лодильной камеры.
    • C учетом выше изложенного, кг/сут:
    • где Vм, Vх - объем морозильной и холодильной камер, дм3; Pм, Pх - мощность замораживания и охлаждения продуктов, кг/сут.
    • Конечная температура охлаждения продуктов может быть взята 5 С, а замораживания -15 С. Для упрощения расчетов в качестве продукта выбирают обычно масло сливочное.
    • Расход холода на охлаждение воздуха в холодильной и морозильной камерах, Вт:
    • ,
    • ,
    • где ax и aм - кратность смены воздуха соответственно в холодильной и морозильной камерах (ax=10...15; aм=2...3 в сутки); Vx, Vм - объем холодильной и морозильной камер, м3; х, м - плотность воздуха камер, кг/м3 (табл. А.6); iнв - теплосодержание воздуха, окружающего холодильник (снаружи), кДж/кг (табл. А.7); iхв, iмв - теплосодержание воздуха в холодильной и морозильной камерах холодильника, кДж/кг (табл. А.7).
    • Теплосодержание воздуха выбирают в зависимости от его относительной влажности , значение которой определяют из таблицы А.8.
    • Расход холода на разные эксплуатационные нужды (на охлаждение лампочки электроосвещения, воздуха, поступающего через неплотности и др.) трудно выразить аналитически, поэтому в бытовых холодильниках он может быть взят в размере 20 % от основных теплопритоков через ограждения камер Q1, Вт, т.е.
    • Q4=0,2Q (8)
    • Из рассмотренных теплопритоков в бытовых холодильниках наибольшее значение имеют Q1 и Q2. Остальные теплопритоки Q3 и Q4 обычно не превышают 10-15 % от общего расхода холода Q.
    • Требуемая холодопроизводительность холодильного агрегата QО, Вт:
    • , (9)
    • где В - коэффициент рабочего времени (в соответствии с ГОСТ 16317-87 в установившемся режиме работы КРВ должен быть не более 0,9. Для расчетов обычно принимают В = 0,5...0,7).
    • Следует отметить, что при расчете холодильников используют два основных режима работы: номинальный и стандартный. Номинальный режим служит для определения расхода электроэнергии при температуре окружающего воздуха, характерной для среднегодовых условий эксплуатации (значение номинального расхода электроэнергии указывается заводом-изготовителем в паспорте холодильника). Для номинального режима работы холодильников обоих исполнений (умеренного и тропического) установлены средние значения температуры окружающего воздуха tокр=25 С и температуры в холодильной (плюсовой) камере tх=5 С. Стандартный режим служит для оценки температурно-энергетических показателей аппаратов. Стандартные условия испытаний холодильников в исполнении для умеренного климата: tокр=32 С, tх=5 С, в исполнении для тропического климата: tокр=43 С, tх=7 С [5].

2. Основные понятия и расчет теоретического цикла бытового компрессионного холодильника

Рассмотрим теоретический цикл холодильного агрегата компрессионного холодильника с одним дроссельным устройством (капиллярной трубкой). Такая конструкция холодильного агрегата применяется в однокамерных холодильниках с одним испарителем в низкотемпературном отделении или в двухкамерных холодильниках с двумя испарителями (один в холодильной камере, второй - в морозильной), когда испарители соединены последовательно (вначале, обычно, испаритель морозильной камеры, в котором происходит основное кипение холодильного агента, затем испаритель холодильной камеры, в котором происходит докипание хладагента). Причем в этом случае капиллярная трубка располагается на входе в испаритель морозильной камеры, из которого хладагент поступает в испаритель холодильной камеры по соединительной трубке с нормальной пропускной способностью, не создающей падения давления и эффект дросселирования. Таким образом, кипение хладагента в обоих испарителях происходит при одинаковом давлении кипения Ро.

Расчет теоретического цикла ведется в следующем порядке. Задаются режимом работы холодильника:

– температура кипения tО, С;

– температура конденсации tк, С;

– температура всасывания паров хладагента на входе в кожух компрессора tвс, С;

– температура переохлаждения жидкого хладагента на входе в капиллярную трубку (на выходе из конденсатора) tп, С.

Строится цикл в диаграмме i-lgP или S-T (рис. 2.1; диаграмма i-lgP для хладона R12 приведена в приложении Б.1). По диаграмме i-lgP и по таблицам для сухого насыщенного и перегретого пара, приведенных в приложении Б, определяются параметры точек, необходимые для расчета (табл. 2.1). Данные по хладагентам (R134а и АСТРОН 12) приведены в приложении Г.

Таблица 1

Параметры узловых точек

Давление, МПа

Энтальпия, кДж/кг

Удельный объем, м3/кг

Температура, С

Энтропия, кДж/кгград

Pо

Pк

i1

i1`

i2

i2`

i3

i3`

i4

1

t2

S1

S2

Размещено на http://www.allbest.ru/

lgP МПа Т К

Рис. 2. Теоретический цикл холодильного агрегата компрессионного холодильника с одним дроссельным устройством

ГОСТ 17008-85 предусматривает следующие значения параметров стандартного режима работы компрессора бытовых холодильников: t0= -20 С; tк=55 С; tвс= tп=32 С. Однако при расчетах теоретического цикла необходимо учитывать следующее. Независимо от наличия или отсутствия теплообменника, температура пара у всасывающего патрубка компрессора tвс близка к температуре окружающего воздуха tокр; более того, всасывающий трубопровод часто проходит вблизи от горячего кожуха компрессора и температура всасываемого пара tвс становится значительно выше tокр и может превышать температуру кипения tо на 50...100 С, т.е. в реальных холодильниках tвс=30...40 С [5].

В связи с ограниченностью в размерах конденсатора разность температур конденсации tк и окружающего воздуха составляет 10...20 С, поэтому в действительности в реальных холодильниках tк=40...50 С. В отдельных случаях, в более тяжелых режимах работы, возможно повышение tк до 65 С и более [5].

Температура переохлаждения хладагента перед капиллярной трубкой tп в реальных холодильниках находится в пределах 30...40 С, в отдельных случаях tп может достигать и более высоких значений [5].

Определение значений параметров узловых точек цикла приведем на примере хладона R12. бытовой холодильник конденсатор компрессор

Энтальпия i1 и i2 определяется по таблице Б.1 как энтальпия пара в зависимости от температур: i1 по значению tо, i2 - по tк. Энтальпию i3 также определяют по таблице Б.1 как энтальпию жидкости в зависимости от температуры tк.

Давление Ро определяется из таблицы Б.2 в зависимости от tо, давление Рк - из таблицы Б.3 в зависимости от tк. При необходимости получения промежуточных значений необходимо интерполирование.

Энтальпию i1 определяют по таблице Б.2 в зависимости от tо и tвс. Здесь же определяют удельный объем

Для того чтобы определить значения i2 и t2, необходимо по таблице Б.2 предварительно найти значения энтропии S1 для точки 1 в зависимости от tо и tвс. Так как линия 1-2 - это линия постоянной энтропии, то имеем S1=S2. Затем по таблице Б.3 в зависимости от S2 и tк определяют значения i2 и t2.

Энтальпию i3 определяют как энтальпию жидкости из таблицы Б.1 в зависимости от tп. Энтальпия i4=i3.

Для более точного определения по таблицам значений i и t используются формулы интерполяции для прямой и обратной табличной задачи:

где X - заданное (искомое) значение аргумента; Y - искомое (заданное) значение функции; X-1, X+1 - значения аргументов в узловых точках таблицы для интервала X-1<X<X+1; Y-1, Y+1 - значения аргументов в узловых точках таблицы для интервала Y-1<Y<Y+

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента qо определяется по формуле, кДж/кг:

(10)

Действительная масса всасываемого пара (массовая подача компрессора) Gа , кг/с:

, (11)

где Q0 - тепловая нагрузка на испаритель (холодопроизводительность), берется из теплового расчета холодильника, кДж/с (кВт).

Объемная действительная подача компрессора Vкм , м3/с:

, (12)

где 1 - удельный объем всасываемого пара в точке 1 (табл. Б.2), м3/кг.

Объемная теоретическая подача компрессора Vт, м3/с:

, (13)

где - коэффициент подачи компрессора (для расчетов принимают =0,4...0,6).

По величине Vкм подбирают компрессор (табл. Б.5-Б.8).

Адиабатная (теоретическая) мощность Nа, кВт:

, (14)

где - адиабатная (теоретическая) работа, кДж/кг.

Индикаторная мощность Ni , кВт:

(15)

где i =0,5...0,7 индикаторный КПД.

Эффективная мощность (мощность на валу компрессора) Nе, кВт:

, (16)

где мех=0,85...0,95 механический КПД (КПД трения).

Мощность, потребляемая компрессором Nэ, кВт:

(17)

где э=0,65...0,75 КПД встроенного электродвигателя.

Тепловая нагрузка на конденсатор Qк, кВт:

- теоретическая ; (18)

- с учетом потерь. (19)

Удельная холодопроизводительность :

. (20)

Удельная холодопроизводительность позволяет оценить энергетическую эффективность холодильника.

3. Теплоизоляция шкафа холодильника, расчет толщины теплоизоляционного слоя

Теплоизоляцию применяют для защиты холодильной камеры от проникновения в неё тепла окружающей среды. Её прокладывают между стенками, между верхом и дном холодильного шкафа и холодильной камеры, а также под внутренней панелью двери. Качество шкафа во многом определяется свойствами теплоизоляции. От теплоизоляционных материалов требуется, чтобы они обладали низким коэффициентом теплопроводности, небольшой объёмной массой, малой гигроскопичностью, влагостойкостью, были огнестойкими, долговечными, дешёвыми, биостойкими, не издавали запаха, а также были механически прочными.

В настоящее время в качестве теплоизоляционных материалов наибольшее распространение получили такие, как пенополистирол и пенополиуретан, которые обладают более низкой теплопроводностью. Это позволило уменьшить толщину стенок шкафа холодильника и увеличить его объем и полезную площадь.

Толщина теплоизоляционного слоя (для экономии материала и снижения веса шкафа) должна быть в различных стенках различной. Для приближенных расчетов толщины теплоизоляции значение общего коэффициента теплопередачи k для данной стенки может быть взята в зависимости от температурного напора, действующего на рассматриваемую стенку шкафа (табл. А.3).

При расчете теплоизоляции стенки холодильной камеры и корпуса шкафа обычно не учитывают, так как они представляют очень незначительное термическое сопротивление в сравнении со слоем теплоизоляции. Тогда при известном температурном напоре t и расчетном коэффициенте теплопередачи kр требуемая толщина теплоизоляционного слоя определяется по формуле, м:

, (21)

где из - коэффициент теплопроводности теплоизоляционного материала (табл. А.4); н, в - коэффициенты теплоотдачи воздуха соответственно наружной поверхности шкафа и внутренней поверхности холодильной камеры воздуху камеры, Вт/(м2К) (для расчетов принимают в=1,2...1,5, н=3,0...4,0); kр - расчетный коэффициент теплопередачи (табл. А.3).

4. Устройство конденсаторов бытовых холодильников, расчет их конструктивных параметров

В бытовых холодильниках применяют конденсаторы с воздушным охлаждением (с естественным движением воздуха (конвективным) со скоростью до 2…3 м/с или принудительным от вентилятора со скоростью более 3 м/с).

Проволочно-трубные (ребристотрубные) конденсаторы представляют собой плоский змеевик из стальной трубы с наружным диаметром 4,8...6,5 мм и толщиной стенки 0,8...1,0 мм (реже из медной трубки с внутренним диаметром 3…4 мм), к которому с обеих сторон друг против друга приварены точечной электросваркой стальные прямые отрезки проволоки диаметром 1,0...2,5 мм, коэффициент оребрения Kор =3,0...10.

В производстве встречаются два варианта: с горизонтальными трубами и вертикальными ребрами; с вертикальными трубами и горизонтальными проволоками.

Листотрубный щитовой конденсатор представляет собой стальной лист с просечками, к которому припаян или прикреплен скобами змеевик из медной трубки диаметром 5,0 мм и толщиной стенки 1,0 мм. Толщина листа 0,5...1,0 мм. Шаг труб в змеевике 35...60 мм, коэффициент оребрения Kор =7,0...10.

Применяют также прокатно-сварные конденсаторы из алюминиевых листов толщиной 1,5 мм. Конденсаторы бытовых холодильников характеризуются относительно большой массовой скоростью движения хладона в трубках: 5,0…10 кг/(м2с).

Расчет конденсаторов заключается в определении площади их теплопередающей поверхности Fк по формуле, м2:

, (22)

где Qк - тепловая нагрузка на конденсатор, Вт (определяется из расчета теоретического цикла); - плотность теплового потока, Вт/м2; k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К); - средняя логарифмическая разность температур между охлаждаемым воздухом и конденсирующимся хладоном, град.

Плотность теплового потока для конденсаторов с естественным движением воздуха qF=90…120 Вт/м2, для прокатно-сварных конденсаторов qF=175 Вт/м2, для конденсаторов с принудительным движением воздуха qF=290…525 Вт/м2 при скорости воздуха 4…5 м/с [9].

Значение определяется по формуле, С:

, (23)

где и - разность температур воздуха и хладагента соответственно на входе и выходе из конденсатора, С.

В практических расчетах, вследствие небольшого изменения температур воздуха и хладагента, логарифмическая разность может быть заменена средней арифметической разностью =12…14 С (при скорости движения воздуха =4…5 м/с =10 С).

Коэффициент теплопередачи k определяется по формуле, Вт/(м2К):

, (24)

где х - коэффициент теплоотдачи от холодильного агента к стенке трубы (для R12 значения х=120…230 Вт/(м2К)) [9]; в - коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к воздуху (для расчета принимают в=23…93 Вт/(м2К)) [9]; - толщина стенки трубы, м; - коэффициент теплопроводности материала трубы, Вт/(мК) (табл. В.1).

Коэффициент теплоотдачи в зависит от ориентации конденсатора в пространстве и определяется по критериальным уравнениям соответственно:

- для конденсаторов, расположенных в горизонтальной плоскости:

Nu=0,39Gr0,23; (25)

- для конденсаторов, расположенных в вертикальной плоскости:

Nu=0,46Gr0,23, (26)

где Nu - критерий подобия Нуссельта.

(27)

где - коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/(мК) (табл. В.2); Gr - критерий подобия Грасгофа.

, (28)

где dн - наружный диаметр трубы змеевика конденсатора, м; tп - температура поверхности конденсатора, С; tокр - расчетная температура окружающей среды, С; - коэффициент кинематической вязкости воздуха, м2/с (табл. В.2).

Температуру поверхности конденсатора tп определяют по следующей зависимости, С:

, (29)

где tк - температура конденсации паров хладагента, С.

С точностью, достаточной для инженерных расчетов, коэффициент теплоотдачи от внешней поверхности конденсатора в окружающую среду в может быть также определен по уравнениям, Вт/(м2К):

- для конденсаторов с горизонтальным расположением труб:

в =11,2+0,1t; (30)

- для конденсаторов с вертикальным расположением труб:

в =9,2+0,06t, (31)

где t =(tк -tокр) - температурный напор, С.

Данные уравнения справедливы для диапазона t =(5…30) С.

Обычно коэффициент теплопередачи находится в пределах: k=20…50 Вт/(м2К) - для конденсаторов с принудительным движением воздуха; k=9…12 Вт/(м2К) - для конденсаторов с естественным движением воздуха [9].

В зарубежных литературных источниках приводится эмпирическая формула для определения коэффициента теплопередачи конденсатора ком-прессионного холодильника k, Вт/(м2К):

k=5,47(tп -tокр)0,25. (32)

Требуемая площадь поверхности змеевика конденсатора Fзк , м2:

, (33)

где Kор - коэффициент оребрения.

Длина змеевика конденсатора Lзк, м:

, (34)

где dк =0,5(dн + dвн)=(dн-) - средний диаметр змеевика конденсатора, м; dн - наружный диаметр трубы змеевика конденсатора, м; dвн - внутренний диаметр трубы змеевика конденсатора, м; - толщина стенки трубы змеевика конденсатора, м.

Площадь дополнительной теплопередающей поверхности конденсатора (ребер или листа) Fк.доп, м2:

Fк.доп = (Fк - Fзк). (35)

Отсюда, общая длина ребер ребристотрубного конденсатора Lк.р , м:

, (36)

где dр - диаметр ребер конденсатора, м.

5. Реальные тепловые и силовые факторы нагружения конденсатора в характерных режимах работы холодильных агрегатов и оценка его прочности

Тепловая нагрузка на конденсатор определяется режимом работы, обусловливающим соответствующие значения термодинамических характеристик и агрегатное состояние рабочего тела. Как правило, в конденсатор (в условиях холодильной машины) поступает перегретый пар. В случае, если в конденсаторе происходит переохлаждение хладона, то из аппарата выходит переохлажденная жидкость.

Весовой расход холодильного агента, кг/с

, (37)

где Qк - тепловая нагрузка на конденсатор (определяется из расчета теоретического цикла) - для бытовых холодильников Qк = 200…300 Вт; i2, i3 - энтальпия хладона на входе и на выходе конденсатора (для расчетов энтальпию определить из справочных таблиц для tK = 55 С).

При исследовании водяного конденсатора массовый расход охлаждающей среды, кг/с:

GОХЛ =, (38)

где сР - удельная теплоемкость охлаждающей среды, кДж/кгК (табл. 2); - температура охлаждающей среды на входе и на выходе конденсатора, оС.

Таблица 2

Удельная теплоемкость воды

t, оС

0

10

20

30

40

сР, кДж/кгК

4,212

4,191

4,182

4,174

4,174

Если в качестве охлаждающего тела используется воздух окружающей среды, то среднелогарифмическая разность температур определяется по формуле, С:

, (39)

где t2, t1 - соответственно температура воздуха на выходе и на входе в конденсатор (температуру t1 можно принять равной температуре окружающего воздуха tОКР), С; tн - температура наружной поверхности стен-ки, С.

Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха В производят через критерии Рейнольдса и Нуссельта.

Критерий Рейнольдса определяют по формуле:

Re = wВdн/, (40)

где wВ - скорость воздуха (в условиях естественной конвекции wВ 1,5/с); dн - наружный диаметр труб конденсатора, м; - кинематическая вязкость воздуха, м/с2 (табл. 3).

Таблица 3

Кинематическая вязкость воздуха в зависимости от температуры воздуха tВ

tВ, С

10

20

30

40

50

60

70

106, м/с2

14,16

15,06

16,00

16,69

17,95

18,97

20,02

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха определяется по формуле, Вт/м2К:

В=NuВ/dН , (41)

где В - теплопроводность воздуха (В =2,62810-2 Вт/мК); Nu - критерий Нуссельта.

Nu = 0,064ЕН (тр/ В)Re0,64, (42)

где - коэффициент оребрения (для расчетов принимают = 7…10).

Здесь Nu отнесен к наружной поверхности конденсатора FК, т.к. коэффициент эффективности ЕН в общем случае меньше единицы (для условий воздушного охлаждения).

Преобразуя эту формулу, с учетом ЕН=1 получаем соотношение (43) для расчета коэффициента теплоотдачи по формуле (41), отнесенного ко всей поверхности:

Nu = 0,0614 трRe0,64/ В , (43)

где тр - теплопроводность материала трубки конденсатора (для меди тр=386 Вт/мК, для стали тр=45,4 Вт/мК).

Тогда с учетом значения коэффициента теплоотдачи В (41) удельный тепловой поток со стороны воздуха будет определяться зависи-мостью, Вт/м2:

(44)

где СТ, СТ, М, М - соответственно толщина, м, и теплопроводность, Вт/мК, материала трубки и масла (табл. 4); tВ - разность температур стенки и воздуха, оС, определяемая по формуле (39); = FК/FСР - коэффициент оребрения; FК - площадь поверхности теплообмена конденсатора, м2.

Таблица 4

Теплопроводность масла

t, С

10

20

30

40

50

60

70

М, Вт/мК

0,151

0,1485

0,1461

0,1437

0,1413

0,1389

0,1363

FСР =0,5(FH + FВН), (45)

где FH - наружная площадь сечения трубки змеевика конденсатора, м2; FВН - внутренняя площадь сечения трубки змеевика конденсатора, м2.

После подстановки значений в формулу (44) получим зависимость (функцию) вида qВ=f(tВ).

Удельный тепловой поток со стороны конденсирующегося хладона определяется зависимостью (функцией) qХЛ = f(tХЛ), где tХЛ - разность температур стенки трубки конденсатора и хладона.

После подстановки получим, Вт/м2:

qХЛ = 400tХЛ0,833. (46)

Решая совместно уравнения qВ=f(tВ) и qХЛ = f(tХЛ) графоаналитическим методом, получаем значение qF (рис. 3).

Потребная поверхность теплообмена, м2:

FК = QK/qF. (47)

Расчеты, связанные с определением прочностных размеров элементов, производят после тепловых расчетов. Характерной для теплообменных аппаратов является статичность механических нагрузок и широкий диапазон температур стенок. Наибольшее распространение для расчета теплообменных аппаратов получила мембранная теория. Давление внутри цилиндрической обечайки одинаково во всех ее точках.

Допускаемые напряжения для расчетов сосудов и теплообменных аппаратов, работающих под избыточным давлением, находят с помощью выражения, Па:

= *доп,

где = 1,0-0,8 - коэффициент, учитывающий особенности конструкции и влияние температуры, которые могут привести к ослаблению обечайки и днища аппарата. Для сосудов и аппаратов аммиачных холодильных установок = 0,9; для сосудов, в которых обрабатываются, хранятся или транспортируются пожаро- и взрывоопасные вещества, а также вещества высокой токсичности =0,85; *доп - номинальное допускаемое напряжение материала, Па.

Рис. 3. Графоаналитический метод определения величины qF

При помощи уравнений Лапласа для мембранной теории расчета тонкостенных оболочек, учитывающей влияние только растягивающих напряжений, можно вычислить следующие напряжения, Па:

1) кольцевые мембранные растягивающие напряжения, действующие по направлению касательной к окружности среднего цилиндра (трубы конденсатора):

1 = рDСР/2СТ ; (48)

2) меридиальные мембранные растягивающие напряжения, действующие вдоль образующей среднего цилиндра:

2 = рDСР/4СТ ; (49)

3) радиальные сжимающие напряжения на внутренней поверхности, действующие в направлении радиуса цилиндра:

3 = -р. (50)

В приведенных формулах р - внутреннее избыточное давление в цилиндре, Па; СТ - толщина стенки, м; DСР - средний диаметр цилиндра (трубы конденсатора), м.

С помощью выражения (48) можно вычислить необходимую расчетную толщину СТ стенки бесшовной цилиндрической обечайки, если вместо 1 подставить , м:

СТ = рDСР/2. (51)

Обычно при расчетах к вычисленной толщине стенки СТ добавляют конструкторскую приставку С.

Тогда

СТ = (рDСР/2)+ С. (52)

Если учесть, что

DСР = dВН + СТ (53)

или DСР = dН - СТ, (54)

то получим, Па:

СТ = рdВН/(2 - р) + С (55)

или СТ = рdН/(2 + р) + С. (56)

Конструкторская прибавка представляет собой сумму:

С = С1 + С2 + С3 , (57)

где С1 - прибавка для компенсации минусовых допусков на толщину листа; С2 - прибавка на коррозию; С3 - технологическая или монтажная прибавка.

При расчетной толщине листа СТ<20 мм С1 = 1 мм, а при СТ>20 мм С1 = 0. Для литых аппаратов С1 2 мм. Величина С2 зависит от агрессивности рабочей среды, химической стойкости аппарата и срока его службы. Для аппаратов, изготавливаемых из углеродистых сталей и работающих в условиях атмосферной коррозии, прибавку С2 принимают в пределах 1,0-3,0 мм.

В случае работы аппарата в условиях агрессивной среды величина вычисляется по формуле:

С2 = К, (58)

где К - скорость проникновения коррозии, мм/год; = 10-12 лет - принимаемый срок службы аппарата.

Обычно К = 0,1-0,5 мм в год. Если внутренние детали с двух сторон омываются агрессивной средой, то величина прибавки С2 удваивается. Для сосудов и аппаратов холодильных машин прибавка С2 принимается односторонней и равной 1,0 мм.

Прибавка С3 назначается конкретно в каждом отдельном случае.

При проверочных расчетах аппаратов необходимо произвести расчет на пробное давление гидравлического испытания. Условие прочности в этом случае запишется в виде, Па:

= р2DСР/2СТ 0,8tТ, (59)

где tТ - предел текучести металла при температуре испытания, Па; р2 - расчетное давление при гидравлическом испытании, Па.

р2 = рпроб + Н , (60)

где рпроб - пробное давление, Па; - удельный вес воды, Н/м3; Н - высота столба жидкости, м.

6. Конструктивные особенности испарителей бытовых холодильников и расчет их параметров

Прокатно-сварные испарители изготавливают из алюминиевых листов марки АД и АД Толщина стенки такого испарителя обычно составляет 1,5 мм. Прокатно-сварные испарители коробчатого типа устанавливают в морозильной камере (низкотемпературном отделении). Плоские прокатно-сварные испарители прямоугольной формы обычно устанавливают вдоль задней стенки холодильной камеры.

Трубчатые испарители, выполненные в виде змеевика, применяют в бытовых морозильниках (под каждой полкой располагаются змеевик), а также в качестве «запененных», т.е. расположенных внутри теплоизоляции.

В современных моделях холодильников все чаще находят применение испарители с пластинчатым оребрением (при использовании принудительной циркуляции воздуха в камерах). Ребра без воротников изготавливают толщиной 0,4…0,5 мм из мягкой стали, латуни марки Л62 и дюралюминия марки Д1А; ребра с выштампованными воротниками - из мягкого алюминия толщиной 0,2 мм. Шаг ребер в аппаратах, работающих при положительной температуре поверхности, выбирают от 2 до 4,5 мм. В аппаратах, рассчитанных на режим с инееобразованием, шаг ребер достигает 10…15 мм. Змеевики таких испарителей изготавливают из медных или стальных трубок. В испарителях с пластинчатым оребрением поверхность ребер, как правило, составляет 90…95 % от общей.

Необходимо учитывать, что описанные выше конструктивные особенности испарителей соответствуют большинству видов испарителей, используемых в современных моделях холодильников. Однако в отдельных случаях испарители могут иметь некоторые, свойственные только им конструктивные особенности.

Расчет испарителя состоит в определении площади теплопередающей поверхности Fи, м2:

, (61)

где Qo - требуемая холодопроизводительность холодильника, Вт; - плотность теплового потока, Вт/м2 (для расчетов принимают qF = 45…230 Вт/м2 - наибольшее значение соответствует случаю, когда на стенках испарителя отсутствует снеговая шуба и створки поддона полностью открыты); tср - средняя логарифмическая разность температур между охлаждаемым воздухом камер холодильника и кипящим хладагентом, С (определяется аналогично расчету средней логарифмическая разности температур по формуле (39)); (для расчетов принимают tср=6…10 С); k - коэффициент теплопередачи испарителя, Вт/(м2К) (определяется аналогично расчету коэффициента теплопередачи конденсатора по формуле (24), а входящие в формулу коэффициенты рассматриваются ниже).

При тепловых нагрузках, характерных для малых холодильных машин (до 4000 Вт/м2) и скорости жидкого хладагента от 0,05 до 0,5 м/с, средний коэффициент теплоотдачи х от стенки испарителя к кипящему хладону R12 в первом приближении определяется по формуле:

х = 1600wх0,42, (62)

где wх - скорость жидкого хладона, м/с.

Коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке испарителя при свободной конвекции принимают в пределах в = 5,82…11,63 Вт/(м2К).

Для температуры воздуха в камере 0 С значение k=7…10 Вт/(м2К); для температуры воздуха в камере - 20 С k=3,5…7 Вт/(м2К) (наибольшее значение k соответствует наибольшему значению qF).

Для инженерных расчетов принимают также следующие значения коэффициента теплопередачи k = 5,7…10,3 Вт/(м2К). По другим источникам k = 9,2…9,4 Вт/(м2К).

7. Капиллярная трубка, расчет ее длины

Капиллярная трубка представляет собой медный трубопровод с внутренним диаметром около 0,8 мм и длиной в среднем 2...5 м, соединяющий стороны высокого и низкого давления в системе агрегата. При работе агрегата капиллярная трубка создает необходимый перепад давления между хладагентом, поступающим в испаритель, и хладагентом, находящимся в конденсаторе.

Расчет капиллярной трубки при известном диаметре сводится к определению требуемой длины, от которой зависит ее пропускная способность и, следовательно, степень дросселирования жидкого хладагента. Вследствие малого проходного сечения капиллярной трубки скорость движения жидкости по ней оказывается значительной (более 2 м/с) [12].

Требуемая длина капиллярной трубки l, м:

, (63)

где R=(0,35…0,4)10-3 - внутренний радиус капиллярной трубки, м; п - удельный объем всасываемых паров хладагента, м3/кг (принимается п=1 из расчета теоретического цикла); Pк - давление в конденсаторе, Па; Pо - давление в испарителе, Па; Vч - часовой объем, описываемый поршнем компрессора, м3/ч (Vч=3600Vт , где Vт - объемная теоретическая подача компрессора, м3/с, принимается из расчета теоретического цикла); = 0,4…0,6 - коэффициент подачи компрессора; ж - удельный объем жидкого хладагента при давлении конденсации, м3/кг (табл. Б.1); - коэффициент внутреннего трения (или динамическая вязкость жидкого хладагента , Па с (табл. Б.4).

Обычно длина капиллярной трубки находится в пределах 2,5…5 м.

8. Основные параметры поршневых компрессоров

К основным параметрам поршневых компрессоров относится: диаметр цилиндра D, м, ход поршня S , м, частота вращения вала n, с-

Исходными формулами для расчета являются:

Qo=Vhq ; , (64)

где - удельная объемная холодопроизводительность компрессора, кДж/м3; 1 - удельный объем всасываемого пара в точке 1, м3/кг (принимается из расчета теоретического цикла); Vh - теоретическая производительность компрессора, м3/с (Vh=Vт , где Vт - объемная теоретическая подача компрессора, м3/с, принимается из расчета теоретического цикла); z - число цилиндров компрессора.

Необходимо подобрать параметры, которые обеспечивают требуемую холодопроизводительность при заданном режиме работы компрес-сора.

Различают три варианта расчета:

1) Даны D и n.

(65)

Или

. (66)

2) Дано n.

В этом случае задаются величиной =S/D, которая для компрессоров бытовых холодильников находится в пределах от 0,4 до 0,7.

(67)

Или

. (68)

3) Отсутствие данных.

При этом задаются величиной =S/D и величиной средней скорости движения поршня Cп=2Sn, которая для компрессоров бытовых холодильников находится в пределах от 0,75 до 1,67 м/с.

(69)

Или

, (70)

S=D, . (71)

При выборе исходных параметров можно руководствоваться следующими рекомендациями: значение диаметра цилиндра для расчетов принимают D=0,015…0,030 м; частоту вращения вала - n = 25 или 50 с-

9. Влияние режима работы на энергетические характеристики компрессора типа ХКВ для бытовых холодильников

Компрессор ХКВ с вертикальным валом и горизонтальным цилиндром (рис. 4) в настоящее время является одним из основных моделей компрессоров для бытовых холодильников отечественного производства.

Рис. 4. Компрессор типа ХКВ:

1 - кожух; 2 - статор; 3 - корпус; 4 - цилиндр; 5 - поршень; 6 - кривошип; 7 - кулиса; 8 - ползун; 9 - трубчатый глушитель; 10 - крышка кожуха; 11 - вал; 12 - штифт; 13 - виброизоляторы

Механизм движения кривошипно-кулисный: внутри кулисы 7 перемещается ползун 8 с помощью кривошипа. Поршень 5 припаян к кулисе 7. В качестве масляного насоса используется вал 11, в котором сделано вертикальное отверстие, смещенное относительно оси. Масло под действием центробежной силы подается в спиральные канавки на поверхности коренной и шатунной шеек вала. Клапаны упругие, консольные. Всасывающий и нагнетательный глушители отлиты заодно с чугунным цилиндром 4. Цилиндр 4 и статор 2 прикреплены к корпусу 3 болтами. Виброизоля- торы 13 внутренние, пружинные, нагнетательная трубка (трубчатый глушитель) 9 упругая, поэтому вибрации компрессора передаются на корпус ослабленными. Крышка 10 сварного кожуха 1 ограничивает перемещения корпуса вверх, в местах установки штифтов 12 виброизоляторов.

Основные технические характеристики компрессоров приведены в таблицах Б.5-Б.8.

Испытания компрессоров проводят на калориметрическом стенде, схема которого приведена на рисунке 5.

Давление хладона измеряют манометрами класса 0,4 по ГОСТ 2405-88 или ГОСТ 6521-72 со следующими верхними пределами измерения в Па (кг/см3): 9,8105 (10,0) - для манометров Ркл1, Ркл2; 15,68105 (16,0) - для манометра Рвха; 24,5105 (25) - для манометров Ркд1, Ркд2.

Атмосферное давление измеряют ртутным барометром или апероидом. Температуру хладона и воды измеряют ртутными термометрами с ценой деления 0,5 °С по ГОСТ 215-73 или другими равноценными приборами.

Напряжение измеряют вольтметрами класса 0,5 по ГОСТ 8711-78, потребляемую мощность - ваттметрами класса 0,2 или 0,5 по ГОСТ 8476-78.

Расход воды измеряют на расходомерных установках массовым или объемным методами с погрешностью не более 0,2 %.

Для ориентировочного контроля расхода воды на трубопроводе должен быть установлен ротаметр.

В электрические цепи нагревателя калориметра и электродвигателя компрессора должны быть включены устройства стабилизации и плавного регулирования напряжения.

Перед испытанием компрессора должны быть построены градуировочные графики термометра и манометра. На графиках должны быть отложены поправки, указанные в свидетельствах на эти приборы. После монтажа стенда, а также ежегодно и после каждого вскрытия калориметра или конденсатора должны быть определены произведения коэффициентов теплопередачи на поверхность калориметра и конденсатора, характеризующие их теплообмен с окружающей средой. Испытания должны быть проведены не менее чем при трех значениях разности температур хладона и окружающего воздуха.

В контуре испытываемого стенда наличие воздуха не допускается. Отсутствие воздуха проверяют при включенном компрессоре и прекращении подачи воды на конденсатор. При этом температура окружающей среды должна быть не менее 10 часов постоянной. В последние 2 часа каждые 30 минут записывают температуру окружающей среды и давление хладона в конденсаторе.

Рис. 5. Схема калориметрического стенда:

1 - компрессор; 2, 3 - всасывающий и нагнетательный клапан; 4, 11, 12, 13, 14, 19, 23, 25, 26, 28, 29, 31 - линии трубопроводов;

5 - калориметр; 6 - испаритель; 7 - нагреватель клориметра; 8 - конденсатор; 9 - ресивер; 10 - предконденсатор;

15 - фильтр-осушитель; 16, 18, 21, 22, 32, 33 - вентиль; 17 - регулирующий вентиль; 20 - кожух компрессора;

24, 27, 30 - двухсекционный калориметр-нагреватель

Давление в конденсаторе не должно быть выше давления насыщенного пара хладона, соответствующего температуре окружающей среды с точностью ±1 °С. Проверку проводят перед испытанием, а также после каждого добавления хладона в систему. Перед добавлением хладона проверяют его давление в баллоне.

Электрическую изоляцию нагревателей калориметра проверяют не реже чем один раз в месяц. Сопротивление изоляции должно быть не менее 50 МОм.

Перед началом испытаний проверяют и при необходимости корректируют установку электрических приборов на нуль.

Проверку энергетических характеристик проводят при условиях, указанных в таблице 5.

Таблица 5

Условия испытаний компрессора

Наименование параметра

Значение параметра

для климатического

исполнения компрессора

Давление всасывания МПа, соответствующее температуре кипения, °С

(-10)

(-20)

(-30)

Давление нагнетания, соответствующее температуре конденсации, °С

(30)

(55)

Температура переохлаждения, °С

Температура всасываемого хладона, °С

Температура окружающей среды, °С

32 ± 0,5

32 ± 0,5

32 ± 0,5

При визуальном контроле подачи хладона смотровое окно перед регулирующим вентилем должно быть целиком заполнено жидким хладоном. Прохождение пузырьков газа через жидкость не допускается.

При подсчете результатов испытаний должно быть определено среднее арифметическое из семи последовательных показаний приборов.

Температуру кипения и конденсации определяют с помощью «Таблиц насыщенных паров холодильных агентов» по абсолютным давлениям перед всасывающим и после нагнетательного патрубков компрессора соответственно.

Абсолютное давление хладона Ра в кгс/см2 определят по формуле:

, (72)

где Ра - измеренное давление, кгс/см2; Рб - показание барометра, мм рт. ст.

Температуру вторичного холодильного агента в калориметре и хладона в конденсаторе определяют с помощью «Таблиц насыщенных паров холодильных агентов» по давлению вторичного холодильного агента и хладона в патрубке при входе в конденсатор соответственно.

Энтальпию хладона перед всасывающим патрубком компрессора, перед конденсатором и после калориметра определяют по тепловым диаграммам i-lgP или T - S для хладона, а энтальпию хладона после конденсатора и перед регулирующим вентилем - по «Таблице насыщенных паров холодильных агентов».

Холодопроизводительность компрессора Q0 в кг/с определяют по формуле:

, (73)

где Ga - действительная массовая производительность компрессора, кг/с; iKM1 - энтальпия хладона перед всасывающим патрубком (определяют по давлению РКЛ2 и температуре tКЛ2 на линии всасывания компрессора, кДж/кг; iи - расчетная энтальпия жидкого хладона перед регулирующим вентилем, кДж/кг.

Энтальпию iи определяют по таблицам для насыщенной жидкости хладона. Для компрессоров в климатическом исполнении УХЛ температуру насыщенной жидкости хладона принимают равной 32 °С при температуре конденсации 55 °С, а компрессоров в климатическом исполнении Т - температуру насыщенной жидкости хладона принимают равной 43 °С при температуре конденсации 60 °С.

Массовая производительность компрессора должна определяться двумя независимыми способами:

– по тепловому балансу калориметра;

– по тепловому балансу конденсатора.

Уравнение теплового баланса калориметра:

Ga.кл(iКЛ2-iи)=NКЛ ?QКЛ , (74)

где iКЛ2 - энтальпия хладона у выхода из калориметра, кДж/кг; iи - энтальпия хладона перед регулирующим вентилем, измеренная во время опыта, кДж/кг; NКЛ - мощность нагревателя калориметра, кВт; ?QКЛ - теплопотери калориметра, кВт;

, (75)

где (кF)КЛ - произведение коэффициента теплопередачи на поверхность калориметра, Вт/К; tв.КЛ1, tв.КЛ2 - температура воздуха перед калориметром и за ним, К; tв.х.а. - температура вторичного холодильного агента, К.

Массовая производительность компрессоров, определенная по тепловому балансу калориметра:

. (76)

Массовую производительность компрессора по тепловому балансу конденсатора Ga.кд определяют по формуле:

, (77)

где Gвд - расход воды, м3/с; tвд1, tвд2 - температура воды до и после конденсатора, оС; ?Qкд - тепловые потери конденсатора, кВт,

, (78)

где (кF)кд - произведение коэффициента теплопередачи на площадь поверхности конденсатора, Вт/К; tкд - температура хладона, определенная по давлению перед конденсатором, оС; tв.кд1, tв.кд2 - температура воздуха до и после конденсатора, оС; iкд1, iкд2 - энтальпия хладона до и после конденсатора (кДж/кг).

Действительную производительность компрессора определяют по формуле:

. (79)

Величина , характеризующая погрешность испытания, не должна превышать +3 % (по ГОСТ 17008-85).

Силу тока, напряжение и мощность определяют электроизмерительными приборами класса не ниже 0,5.

Необходимо учитывать собственное потребление электрических приборов, если оно составляет более 0,5 % мощности компрессора.

Среднюю температуру обмотки измеряют методом сопротивления.

Температура обмотки в горячем состоянии, оС:

, (80)

где rГ, rХ - сопротивление обмотки в горячем и практически холодном состоянии, Ом; tГ, tХ - соответствующие температуры, оС.

Для повышения надежности результатов испытаний перед началом каждого опыта измеряют сопротивление обмотки в холодном состоянии и приводят к 0 °С.

Получив из нескольких опытов среднее, наиболее достоверное значение этой величены r0, далее расчет проводят по формуле, оС:

. (81)

Возможно измерение температуры обмотки и без остановки двигателя.

10. Определение характеристик температурного поля герметичного компрессора ХКВ


Подобные документы

  • Принцип действия холодильника, процесс охлаждения. Классификация бытовых холодильников, основные структурные блоки. Расчет холодильного цикла, испарителя, конденсатора и тепловой нагрузки бытового компрессионного холодильника с электромагнитным клапаном.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.03.2012

  • Расчет теоретического рабочего цикла паровой холодильной компрессорной машины. Подбор компрессорных холодильных машин, тепловой расчет аммиачного компрессора. Расчет толщины теплоизоляционного слоя, вместимости и площади холодильников, вентиляторов.

    учебное пособие [249,0 K], добавлен 01.01.2010

  • Описание конструкции бытового холодильника. Расчет теплопритоков в шкаф. Тепловой расчет холодильной машины. Теплоприток при открывании двери оборудования. Расчет поршневого компрессора и теплообменных аппаратов. Обоснование выбора основных материалов.

    курсовая работа [514,7 K], добавлен 14.12.2012

  • Основы эксплуатации компрессионных холодильников и установок. Компрессорные холодильные машины: описание принципиальной схемы и особенности ее применения, расчет показателей экономичности, расхода хладагентов. Маркировка холодильников, сфера применения.

    курсовая работа [347,9 K], добавлен 18.02.2011

  • Технологический процесс охлаждения продуктов. Определение высоты груза, ёмкости и производительность камер холодильника. Расчет толщины теплоизоляционного слоя. Тепловой расчет охлаждаемых помещений. Подбор основного и вспомогательного оборудования.

    курсовая работа [819,2 K], добавлен 26.11.2014

  • Техническая характеристика технологического оборудования, потребляющего холод. Расчет числа строительных прямоугольников камер хранения, толщины теплоизоляционного слоя. Тепловой расчет камеры холодильника. Выбор и обоснованные системы охлаждения.

    курсовая работа [118,4 K], добавлен 11.01.2012

  • Назначение компрессионного холодильника и его особенности, виды, представленные на рынке. Принцип работы, типовые неисправности и методы их устранения. Расчет теплового баланса, теплопритоков от охлаждаемых продуктов, ремонтопригодности холодильника.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 10.12.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.