где
Q
—
нагрузка, отводимая от потребителя, кВт;
N
к
,
N
н
—
потребля-
емая мощность холодильного компрессора и насоса перекачки хладо-
носителя соответственно, кВт.
Массовый расход хладоносителя определяем из уравнения тепло-
вого баланса теплообменника
G
=
Q
C
p
4
t
,
(2)
где
C
p
—
теплоемкость хладоносителя при средней температуре нагре-
ва жидкости, кДж/(кг
∙
K);
4
t
—
разность температур хладоносителя, K.
Потребляемая мощность насоса
N
н
=
4
P
∙
G
ρ
2
η
н
,
(3)
где
4
P
—
суммарное гидросопротивление контура хладоносителя,
кПа;
ρ
2
—
плотность хладоносителя на выходе из насоса (точка 2,
см. рис. 1);
η
н
—
КПД насоса, принятый равным 75%.
Суммарное гидросопротивление контура складывается из потерь
давления в трубопроводах подачи и возврата хладоносителя
Δ
P
1
,
Δ
P
2
,
сопротивлений теплообменника (
Δ
P
то
)
и испарителя (
Δ
P
и
):
Δ
P
= Δ
P
1
+ Δ
P
2
+ Δ
P
то
+ Δ
P
и
.
(4)
Потери давления в трубопроводах по уравнению Дарси–Вейсбаха
Δ
P
1
=
λ
1
ρ
1
v
2
2
L
1
D
1
,
(5)
где
λ
1
—
коэффициент сопротивления прямого участка трубопровода;
v
1
–
скорость потока хладоносителя в трубопроводе, м/с (во избе-
жание дополнительных потерь давления для всех режимов принято
v
= 1
м/с);
L
1
и
D
1
—
длина и диаметр трубопровода, м.
Диаметр трубопровода
D
1
=
s
4
G
ρ
1
πv
.
(6)
Коэффициент сопротивления определяется в зависимости от зна-
чения критерия Рейнольдса по соотношениям:
λ
1
=
64
Re
1
(7)
—
для ламинарного режима течения;
λ
1
=
0
,
3164
Re
0
,
25
1
(8)
—
для турбулентного режима течения.
64
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2012