Содержание (стр. 6 из 17)
При ρин = 10−90 кг·с/м² получим: λин =0,1165−2,3213 Вт/(м·К). Терми-ческое сопротивление контакта ребер зависит от степени оребрения β и спо-соба контакта. В расчете принято: δин = 0,004 м; λин = 0,75 Вт/(м·К);
Rконт = 4,5·10-3 м²·К/Вт.
Вт/(м²·К)6.2.4. Степень эффективности ребра
, [10, с.339] (6.12)где m – комплексная характеристика в случае охлаждения с выпадением инея
1/м; [10, с.339] (6.13)где λр = 203,5 Вт/(м·К) – коэффициент теплопроводности алюминия [8, с. 529]
6.2.5. Условный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха, приве-денный к внутренней поверхности трубы
Вт/(м²·К) [10, .339](6.14)6.2.6. Тепловой поток со стороны воздуха
[10, с.339] (6.15)6.2.7.. Коэффициент теплоотдачи при кипении фреонов внутри труб оп-ределяется по уравнению
, [10, с.343] (6.16)где qфр - тепловой поток со стороны холодильного агента;
А = 1,04 – коэффициент, зависящий от физических свойств рабочего тела и температуры кипения [10, с.343]
кг/с – расход жидкости 
6.2.8. Тепловой поток со стороны холодильного агента. Известно, что
, [10, с.344] (6.17)где ∆Тфр = Тст,вн – Т0, тогда
Преобразуем:
; 
(6.18)Таблица 6.1
| ∆Тфр | 0,5 | 1,0 | 1,5 | 2,0 | 2,5 | 3,0 | 3,5 | 4,0 | 4,5 | 5,0 | 5,5 | 6,0 | 6,5 | 7,0 |
| ∆Т2,5фр | 0,178 | 1,00 | 2,76 | 5,66 | 9,92 | 15,5 | 22,8 | 32 | 42,95 | 55,9 | 70,94 | 88,18 | 107,72 | 129,64 |
| qфр | 14,92 | 83,8 | 231,3 | 474,3 | 831,3 | 1299 | 1910,64 | 2681,6 | 3599,2 | 4684,4 | 5944,7 | 7389,48 | 9026,9 | 10863,8 |
6.2.9. Средняя логарифмическая разность температур в аппарате
К [10, с.344] (6.19)6.2.10. Удельный тепловой поток в аппарате, отнесенный к внутренней поверхности. Для определения величины qF строятся графические зависимости по уравнениям (6.15) и (6.18). Эти зависимости приведены на рис.6.1.
Рис. 6.1
По графику: qF = 9850 Вт/м²; Тст,вн = 209,7 К.
6.2.11. Поверхность теплообмена всего аппарата
м² (6.20)6.2.12. Общая длина трубы в аппарате
м (6.21)6.2.13. Количество трубок в зависимости от ширины камеры (l = 0,36 м):
Принимаем n = 8.
6.2.14. Общая высота испарителя
мРассчитанный испаритель
Рис. 6.2
6.3. Подбор холодильных компрессоров
По тепловой нагрузке и характеристикам холодильного цикла рассчитываем объемную производительность компрессоров и определяем их тип.
6.3.1. Подбор компрессора для нижней ветви каскада
Компрессору надо обеспечить массовую производительность G = 0,0045 кг/с для испарителя.
Холодопроизводительность компрессора;
, (6.22)где Qкам – холодопроизводительность камеры, Qкам = 872 Вт;
Акм – работа компрессора на сжатие пара
, (6.23)где i1 и i2 – энтальпия пара в начале и в конце сжатия, ,i1 =348 кДж/кг,
i2 = 410 кДж/кг.
Вт 
ВтДействительная объемная производительность компрессора:
Vкм= G·v1, (6.24)
где v1 - удельный объем всасываемого пара в т.1, м³/кг.
Vд., 23 = 0,0045·0,125=0,000563 м³/с.
Коэффициент подачи (коэффициент наполнения)
Этот коэффициент обозначается λ, характеризует отличие массовой производительности реального компрессора от теоретического λ = G/Gт.
, [12, с.8] (6.25)где каждый из сомножителей (коэффициентов) характеризуют влияние на производительность соответствующих факторов:
- λс – обратного расширения из мертвого пространства;
- λдр – дроссельных потерь;
- λw – подогрева;
- λпл – перетечек;
- λп – прочих потерь подачи.
В теории поршневых компрессоров принято разделять эти коэффициенты на индикаторные и скрытые. К индикаторным относятся объемный коэффици-ент λс , характеризующий влияние обратного расширения, и коэффициент дрос-селирования λдр , которые можно определить из индикаторной диаграммы. Про-изведение λс· λдр называют также индикаторным коэффициентом наполнения λi.
К скрытым (влияние которых не видно из индикаторной диаграммы) относят коэффициенты нагрева λw, плотности λпл и прочих потерь подачи λп.
, [12, с.8] (6.26)где с = VМ/VЦ – относительное мертвое пространство, с = 0,015 [1, с.23];
π = Рн/Рвс – отношение давлений нагнетания и всасывания,
π = 1,5/0,2 = 7,5;
m – условный постоянный показатель политропы обратного расшире-ния, при котором объемные потери от расширения такие же, как и в действии-тельном процессе расширения, m = 0,98 [12, с.8].
Коэффициент λдр для компрессора с правильно сконструированными вса-сывающими трактами и клапанами составляет 0,98-0,995, поэтому при расчете принимают λдр = 1.
Коэффициент λw для малых герметичных компрессоров:
, [12, с.9] (6.27)где Твс – температура всасываемого пара, Твс = 223 К;
Тк – температура конденсации, Тк = 255 К;
∆Т – перегрев пара, ∆Т = 30 К;
a,b – постоянные, зависящие от величины компрессора, а = 1,15; b = 0,57 [12, с.9].
Коэффициент λпл характеризует потери производительности из-за перете-кания пара по зазору поршень-цилиндр. λпл = f(π); λпл = 0,96 [12, с.10]..
Коэффициент прочих потерь подачи λп учитывает потери производитель-ности, которые не являются органически неизбежными, но на практике иногда могут заметно снижать значение λ . Основные источники их – неплотное или несвоевременное закрытие клапанов. Иногда в коэффициенте λп объединяют учет всех потерь, которые не удается выделить при экспериментальном исследовании или теоретически. λп = 0,7 [12, с.11].
Получаем
Теоретический объем, описываемый поршнем:
Vт = (Vкм)/λ = 0,000563/0,563=0,001 м³/с.
Теоретическая производительность Vт является паспортной характеристикой компрессоров объемного сжатия и служит основой для их подбора.
Теоретическая мощность, потребляемая компрессором:
Nт,к = Акм = G·( i2-i1) = 0,0045 ·(410 - 348) = 0,266 кВт.
Выбираем компрессор для R23 САJ2464Z; Vт = 0,001м³/с; N = 0,4 кВт
6.3.1. Подбор компрессора для верхней ветви каскада