Курсовая работа по методологии. Ачкасов. Курсовой проект по дисциплине Методология создания прогрессивного технологического оборудования (холодильного)

• Название: Курсовой проект по дисциплине Методология создания прогрессивного технологического оборудования (холодильного)
• Анкор: Курсовая работа по методологии
• Дата: 27.08.2022
• Размер: 304 Kb.
• Имя файла: Ачкасов.doc
• Тип: Курсовой проект; #654241
• страница: 2 из 2

2. Расчет теплопритоков от продуктов и эксплуатационных теплопритоков
Эксплуатационные теплопритоки принимаем 50% от теплопритоков через ограждающие конструкции морозильника:
, Вт

Вт.

Для определения теплопритоков от хранящихся напитков используем следующую формулу:
, Вт
где G_пр – суточный расход продукта из холодильной камеры, кг;

i₁ – энтальпия продукта до охлаждения;

i₂ – энтальпия продукта после охлаждения;

 - время хранения продукта, ч.

При подстановке числовых значений в соответствующую формулу получаем:
Вт.
Общие теплопритоки поступающие в объем холодильника определяются по формуле:

, Вт.
Вт.
3. Расчет и подбор компрессора

Для определения холодопроизводительности компрессора строим диаграмму цикла работы холодильной машины в Р-i координатах, для хладона R600а.

Таблица. Параметры хладона R600а.

Параметры	Точки
	1	2	11	21	31	3	4
Р, МПа t, 0C v, м3/кг i,кДж/кг	0,09 -5 0,42 575	0,38 40 640	0,09 5 0,44 595	0,38 48 655	0,38 35 280	0,38 40 290	0,09 -5 280

Холодопроизводительность 1кг хладона определяется по формуле:
кДж/кг

где и - энтальпия в точках 1¹ и 4 соответственно, кДж/кг.
, кДж/кг.
Масса циркулирующего хладагента определяется по формуле:

кг/с
кг/с
Действительный объем пара поступающий в компрессор определяем по формуле:

м³/с
- удельный объем пара в точке 1^,, м³/с.
м³/с.
Для определения коэффициента подачи компрессора используют следующую формулу :


где λ_с - коэффициент отражающий влияние мертвого пространства;

λ₀ – коэффициент учитывающий объемные потери.

Коэффициент отражающий влияние мертвого пространства определяем по формуле:

где с – величина мертвого пространства, зависящая от типа и размеров компрессора и режима работы:

с = 0,015 …0,04,

т – показатель политропы расширения ,, остаточных газов" из мертвого объема.

Принимаем т= 1.


Коэффициент объемных потерь определяем по формуле:


где Т₀ и Т_к – температуры кипения и конденсации соответственно.

Определяем коэффициент подачи компрессора:

Объем описываемый поршнем компрессора определяем по формуле:

м³/с
м³/с.
Объем поршня в час определяется:


Исходя из полученного значения объема, описываемого поршнем компрессора, по ГОСТ 17.008-85 подбираем компрессор ОК 7-3М-125.

Теоретическая (адиабатная) мощность сжатия определяется по формуле:


где i₁ и i₂ – энтальпия в точках 1 и 2 соответственно, кДж/кг.

Действительная (индикаторная) мощность сжатия определяется по формуле:


где _i – индикаторный коэффициент полезного действия _i = 0,79…0,84.

Эффективная мощность (на валу компрессора) определяется по

формуле:


где _м – механический коэффициент полезного действия, учитывающий потери на трение _м = 0,82…0,92.


4. Расчет и подбор конденсатора
Для подбора конденсатора, необходимо определить теплопередающую поверхность.

Для определения площади теплопередающей поверхности используется формула:
, м²
где Q_к - тепловая нагрузка на конденсатор, Bm;

k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м²⁰С) ;

 t_ср – средняя разность температур между конденсирующимся хладагентом и окружающей средой, ⁰С.

Тепловая нагрузка на конденсатор определяется по формуле:
, Вт
где Q₀ – общие теплопритоки в объем холодильника, Вт;

N_i – индикаторная мощность, Вт.
, Вт
Коэффициент теплопередачи для конденсатора с воздушным охлаждением и проволочным оребрением принимаем:
k = 15 Вт/(м²⁰С);
Среднюю разность температур между конденсирующимся хладагентом и охлаждающей средой, которой является воздух, для хладоновых холодильных машин с воздушным охлаждением принимаем:

 t_ср = 10 ⁰С.

Площадь теплопередающей поверхности равняется:
, м²
Применяемый на базовой модели конденсатор удовлетворяет расчетным параметрам.

В проектируемом холодильнике применяем конденсатор аналогичный базовому.
5 Расчет испарителя

Расчет теплопередачи со стороны хладагента.

Для описания процесса теплообмена используется метод наложения составляющих объемного кипения и конвекции:
q_пл = q_конв + q_кип,

где q_пл, q_конв, q_кип – удельные тепловые потоки при пленочном кипении, движении в большом объеме соответственно.

Коэффициент теплопередачи при кипении жидкости в большом объеме в условиях вынужденной конвекции вычисляются по формуле Кружилина

которую можно записать в более простом виде:
,
где В – выражение, стоящее перед величиной q^0,7 в формуле;

– удельный вес хладагента 12656 ;

– удельный вес паров хладагента 248,4 ;

– удельная теплота парообразования 198,5 кДж/кг;

– коэффициент поверхностного натяжения 0,83*10^-3 Па*м;

– коэффициент теплопроводности 93,4*10^-2 Вт/м*К;

– коэффициент вязкости хладагента 198,2*10^-6 Па*с;

– теплоемкость хладагента 1,171 Дж/кг*К;

– температура насыщения хладагента 5 С = 278,15 К;

находим комплекс В:





тепловой поток кипения запишется следующим выражением:
,

или

,
где Т_ст – температура стенки.

Конвективный тепловой поток определяется как:
,
коэффициент теплоотдачи _f определяется по формуле:
,
V_х – скорость хладона в живом сечении,






суммарный тепловой поток запишется уравнением:


Расчет теплопередачи со стороны воздуха.

Для обтекания шахматных пучков труб с пластинчатыми ребрами (одно сплошное ребро на три ряда труб) Д.М. Иоффе получил формулу:

Определяющий размер эквивалентный диаметр суженного проходного сечения

где L_p – ширина одной пластины (ребра) по ходу воздуха;

S_тр – шаг трубок;

d_н – наружный диаметр;

S_р – шаг ребер;

_р – толщина ребра.

Ширина ребра равна произведению расстояния между трубками (размер с чертежа) на количество трубок. L_р = 21 * 3 = 63 мм.

Находим коэффициент Рейнольдса


где _в – удельный объем воздуха ;

V_в – скорость воздуха в живом сечении.

Определяем площадь живого сечения испарителя:

где F₀ – общая площадь испарителя;

F_тр – площадь трубки;

F_р – площадь ребра;

h – высота испарителя;

l – длина испарителя.
м²




Коэффициент Нуссельта равен:

Для интенсификации передачи теплоты через стенку, разделяющую две среды с температурами T_ср1 и T_ср2 (T_ср1 > T_ср2), заключается в увеличении одной из поверхностей стенки путем ее оребрения. Эффективность этого способа высока, если термическое сопротивление теплопередачи на той поверхности, где устанавливаются ребра, значительно больше термического сопротивления на другой поверхности и термического сопротивления теплопроводности стенки.

Для оребренной с одной стороны плоской стенки тепловой поток Q, передаваемый через нее от одной среды к другой, составляет:

где ₁ – коэффициент теплопередачи на гладкой поверхности стенки;

_с – коэффициент теплопроводности материала стенки;

_с – толщина стенки;

_п – коэффициент теплоотдачи на оребренной поверхности стенки в промежутках между ребрами;

_р – коэффициент теплопередачи на поверхности ребер;

Е = (T_p - T_ср2) / (Т_с - T_ср2) – коэффициент эффективности ребра, 0  Е  1;

T_p – средняя температура поверхности ребра;

T_с – температура поверхности стенки в промежутках между ребрами;

F_ор – суммарная площадь оребренной поверхности стенки;

F – площадь гладкой поверхности стенки.

Для приближенных оценок можно полагать _р = _п = ₂ и Е  1, тогда

где _р = F_ор / F  1 – коэффициент оребрения.

Расчеты по формуле приводят к несколько завышенным значениям.

Для более точного расчета теплопередачи через оребренную стенку используют результаты, решения задачи о теплопроводности стержня, позволяющее определить значение Е; вместе с тем условие _р = _п = ₂ сохраняется. Расчетное соотношение для теплового потока имеет вид:

В частности, для прямых тонких (_р << b) ребер неизменного сечения теплоотдачей на торце которых можно пренебречь, коэффициент эффективности


где l, _p – длина и толщина ребра;

_р – коэффициент теплопроводности материала.

Г
10
рафик зависимости приведен на рисунке 3.2. При необходимости теплоотдачу с торца можно довольно точно учесть в выше указанной формуле, увеличивая длину ребра и ширину на половину его толщины ¹/₂ _р.






Рисунок 3.2.
Практические расчеты коэффициента эффективности Е ребер более сложной геометрии сводят к относительно простой формуле вычисления Е, вводя к полученному по ней значению Е поправочный коэффициент :
Е = Е * 
Приближенное соотношение для Q и более точные приведенные ниже применимы и для расчета теплопередачи через оребренные снаружи трубы, толщина которых гораздо меньше диаметра. Для круглых и квадратных ребер, расположенных на внешней поверхности трубы, при расчете Е полагают, что l = ( D – d) / 2, где D – наружный диаметр круглого ребра или увеличенная в 1,13 раз сторона квадратного ребра; d – внешний диаметр трубы.

Поправочный коэффициент  определяются по графику на рисунке 3.3. в зависимости от отношения D/d и комплекса





Рисунок 3.3.


Коэффициент теплоотдачи с наружной стороны приводится к внутренней поверхности трубы по формуле:

где _в – коэффициент теплоотдачи с наружной стороны испарителя;



F_н – наружная поверхность оребренной трубы

F_тр – поверхность трубы между ребрами



F_р – поверхность ребер

а – расстояние между трубками испарителя;


м²
F_вн – внутренняя поверхность трубы
F_вн = *d_вн * l

F_вн = 3,14 * 8,5*10^-3 * 0,294 = 8,81*10^-3 м²
F₀ – основная поверхность трубы



эффективность ребра Е

где _р – коэффициент теплопроводности материала ребра (теплопроводность стали – 46,5 Вт/м*К)

l_p – длина ребра пластины испарителя равна
l = (D – d) / 2 = (23,73 – 9,5) / 2 = 7,12 мм


По диаграмме находим Е = 0,91

Коэффициент теплоотдачи определяется выражением:

где _т – толщина трубки испарителя;

_т – коэффициент теплопроводности материала трубки.

Так как и величины пренебрежимо малы, то К  _в.пр.

Расчет необходимой теплопередающей поверхности в зоне кипения определяется по формуле:

где Q_кип – тепловая нагрузка зоны кипения.

Величина q_кип определяется при решении системы уравнений

решая уравнение находим:

температура стенки T_S = 6,96 С

значение теплового потока q_кип = 6875,1

необходимое количество трубок для теплообмена

Принимаем количество труб в испарителе равное 18 шт.

Уточняем количество трубок в одном ряде испарителя:

принимаем целое число n = 9 шт.

Количество рядов в испарителе

принимаем количество рядов равное 2 шт

Общее количество трубок в испарителе равно 2 * 9 = 18 шт.

Заключение
В процессе работы над курсовым проектом было достигнуто решение технического задания – спроектирован холодильный торговый шкаф для предпродажного хранения напитков и других пищевых продуктов на базе выпускаемого шкафа Интер – 501. За время производства и эксплуатации некоторые технические решения, принятые при его проектировании, не в полной мере соответствуют современным тенденциям развития холодильной техники. Актуальными остаются вопросы снижения энергопотребления холодильной техники, снижения ее себестоимости при обеспечении прежних технологических показателей.

В результате реконструкции холодильного торгового шкафа шкаф «Интер - 501» переведен с работы холодильной машины на R134a на холодильный агент R600а (изобутан). Замена холодильного агента позволило сократить работу, затрачиваемую на сжатие паров и, как следствие, снизить суточный расход электроэнергии. Кроме этого, изменена система воздухораспределения в объёме холодильного шкафа. В реконструируемой модели использована система принудительного движения воздуха, что позволило сократить теплопередающую поверхность испарителя и ускорить процесс охлаждения хранящихся продуктов. Для этого вместо прокатно-сварного испарителя установлен оребренный испаритель с принудительным обдувом.

Литература

1. Зеликовский И.Х., Каплан Л.Г. Малые холодильные машины и уста­новки. -М.: Агропромиздат, 1989 - 672с.

2. Свердлов Г.З., Явнель Б.К. Курсовое и дипломное Проектирование холодильных установок и установок кондиционирования воздуха. -М: Пищевая промышленность, 1978.

3. Каплан Л.Г. Торговое холодильное оборудование. -М.: Легкая и пи­щевая промышленность, 1983 - 288с.

4. Курылев Е.С. Герасимов Н.А. Холодильные установки. -Л.: Машино­строение, 1980-622с.

5. Мальгина Е.В, Мальгин И.В., Суедов В.П. Холодильные машины и установки. - М.: Пищевая промышленность, 1980 - 592с.

6. Теплообменные аппараты, приборы автоматизации и испытания холо­дильных машин./ Справочник серии "Холодильная техника". -М.: Легкая и пи­щевая промышленность, 1984 - 248с.

7. Холодильное оборудование предприятий пищевой промышленности: учеб. пособие / В. В. Осокин, А. С. Титлов, С. Ф. Горыкин, А. Б. Кудрин . - Донецк : [ДонНУЭТ] ; Одесса , 2011. - 255 с.

8. Холодильные машины. /Под редакцией Н.Н. Кошкина. -М.: Пищевая промышленность, 1973 - 512с.

11. Холодильные машины / Справочник серии "Холодильная техника" -М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982 - 250с.

12. Якобсон В.Б. Малые холодильные машины. -М.: Пищевая промыш­ленность, 1977 - 368с.

10. 
    Чумак И.Г., Никульшин Д.Г. «Холодильные установки проектирование». – К.; Выща школа, 1988.
    

14. «Холодильное и торговое оборудование», «Инженерные принципы создания холодильного оборудования» [Текст]: метод. указ. по выпол. лаб. работ для студ. направления подгот. 6.050503 «Машиностроение», специальности 7.05050313 «Оборуд. перерабат. и пищ. пр-в»/А.Б. Кудрин; М-во образования и науки Украины; Донец. нац. ун-т экономики и торговли им. М.Туган-Барановского, каф. холодил. и торг. техники. - Донецк: ДонНУЭТ, 2013. – 69 с.

15. 
    Холодильная технология и современные системы холодоснабжения предприятий торговли: [текст] : учеб.пособ. для студ. высш. учеб. завед. /ГО ВПО «Донец. нац. ун-т экономики и торговли им. М. Туган-Барановского»; Демин М.В., Ржесик К.А. – Донецк : ДонНУЭТ, 2017.– 209с.
    

10. 
    Горин А.Н. Белая книга о бытовых холодильниках «НОРД» - Донецк: издательство «Донбасс», 2013. – 942 с.: табл., рис.
    
11. 
    Осокин В.В., Титлов А.С., Горыкин С.Ф., Кудрин А.Б. Холодильная техника пищевой отрасли: учеб. пособие – Донецк; Одесса : ДонНУЭТ, 2012. – 280с.
    
12. 
    Монтаж, диагностика и ремонт технологического оборудования / А.Н. Горин, К.А. Ржесик, Д.К. Кулешов, В.Г. Приймак – Донецк: ДонНУЭТ, 2016.– 520 c.