Реферат: Расчеты схем теплонасосных и холодильных установок

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Южно-Уральский государственный университет»

Факультет Энергетический

Кафедра «Промышленная теплоэнергетика»

Пояснительная записка к семестровому заданию

по дисциплине «Теплоносители и холодильные установки»

Тема: “ Расчеты схем теплонасосных и холодильных установок”

Э-450.140104.012.00.ПЗ

Нормоконтролер: Руководитель:

Жиргалова Т.Б. _______ Заболотный В.В.

__________

“____” __________2010 г. “____” __________2010 г.

Выполнил:

Студент группы Э-450

________ Першукова В.И.

“____” __________2010 г.

Челябинск, 2010 г.

Аннотация

Заболотный В.В.– Челябинск: ЮУрГУ, Э, 2010, 19 с. Библиография литературы – 10 наим.

В данной семестровой работе проведен расчет компрессорной парожидкостной одноступенчатой холодильной установки с рекуперативным теплообменником. По полученным расчетам было выбрано основное оборудование. Проведен эксергетический баланс холодильной установки.

Содержание.

Введение

1.Расчет холодильного цикла

1.1 Принципиальная схема установки

1.2. Расчёт основных параметров цикла

2. Характерные величины цикла

3. Эксергетический анализ

4.Подбор оборудования

Заключение.

Литература

Приложения

Введение.

В настоящей работе приведён энергетический и эксергетический анализ холодильной установки, подобрано основное оборудование.

Приведённые материалы являются исходной базой для разработки проекта холодильной установки.

Разработанные мероприятия направлены на:

- Повышение качества холодоснабжения;

- Снижение капитальных затрат на создание системы холодоснабжения;

- Снижение затрат на содержание системы холодоснабжения.

1.Расчет холодильного цикла

1.1. Принципиальная схема установки.

На рис.1. приведена схема для ХЛУ

Рис.1. Принципиальная схема парожидкостной холодильной установки: КМ - компрессор; К - конденсатор; ПО - переохладитель; РД - регулирующий вентиль; И - испаритель.

Принцип действия установки состоит в следующем. Компрессор отсасывает пары хладагента из испарителя при давлении Р_о и сжимает их до давления Р_к (процесс 1-2 на рис.2). Сжатый пар поступает в конденсатор, где он под воздействием ВИТ (вода) переходит в состояние насыщения, а затем конденсируется при температуре Т_к (процесс 2-3 на рис.2). При этом ВИТ нагревается от температуры Т’_в до температуры Т’’_вк . Жидкий агент направляется в переохладитель ПО (рис.1.), где происходит понижение его температуры на величину DТ=Т₃ –Т₄ (процесс 3-4 на рис.2). При дросселировании агента в РД происходит понижение его давления и температуры с переходом в состояние влажного пара. Жидкая фаза, поступая в испаритель, кипит при температуре Т₀ за счет тепла, подводимого от НИТ

(процесс 5 – 1 на рис.2). Процесс на T,s-диаграмме парожидкостной холодильной установки приведен на рис.2.

Рис.2. Процесс в T,s-диаграмме парожидкостной холодильной установки.

1.2. Расчёт основных параметров цикла.

Расчетная температура испарения (рис.3), давление и энтальпия, энтропия в т.1
t₀ = t_н2 - Δt_и = -10 - 5 = -15 ^о С

Рис.3. Расчетная температура испарения.

По T,s-диаграмме и таблицам(прил.1) определяем давление и энтальпию. энтропию в т.1: p₀ = 0,22 МПа, h1 = 1675 кДж/кг, s₁ = 9051 Дж/(кгК).

Расчетная температура (рис.4) и давление конденсации, энтальпия и энтропия в т.3:

t_к = t_в1 + Δt_к = 24+7=31 ^о С

Рис.4. Расчетная температура конденсации.

По T,s-диаграмме и таблицам (прил.1) определяем давление и энтальпию. энтропию в т.3: p_К = 1,203 МПа, h₃ = 566 кДж/кг, s₃ = 4683 Дж/(кгК).

Температура, энтальпия и энтропия в т.2:

Определяем энтальпию паров хладона после идеального компрессора т.2’
h_2’ = 1922 кДж/кг.

Принимаю внутренний адиабатный КПД компрессора: η_i =0,8

Определяем энтальпию рабочего агента на выходе из компрессора т.2:

h₂ = h₁ +а_в /η_i =h₁ +(h’₂ - h₁ )/η_i = 1675+(1922-1675)/0,8 = 1983,75 кДж/кг.

По T,s-диаграмме (прил.1) определяем температуру энтропию в т.2:

t₂ = 128 ^о С,
s₂ = 9220 Дж/(кг К).

Температура, энтальпия и энтропия в т.4: Δt’ = 9 ^о С,

t4 = tкон + Δt’ = 19 ^о С

По T,s-диаграмме (прил.1) : h₄ = 503 кДж/кг

s₄ = 4410 Дж/(кг К).

Энтропия в т.5:

По T,s-диаграмме (прил.1) определяем энтропию в т.5: s₅ = 4706,15 Дж/(кг К).

Проверочный расчет энтропии в т.5:

s_{5 c} = s ’·(1–х) + s”·х=3927·(1-0,151)+ 9051·0,151 = 4700,724 Дж/(кг×К).

где s’=3927 Дж/(кг×К), s”=9051 Дж/(кг×К) по таблице прил.1,

х – степень сухости и равна x=0,151 (прил.1).

Погрешность расчета энтропии в т.5:

δ = 1 - s_{5 c} / s₅ = 0,12%

Точность определения энтропии в т.5 достаточная для инженерных расчетов (0,12% < 1%)

Значения удельных эксергий хладона в характерных точках процесса определим по е, h -диаграмме и по формуле:

e = h - h_о.с . - Tо.с.(s - s_о.с ) = h - T_о.с. s - (h_о.с. - T_о.с . s_о.с )
Найдем по T,s-диаграмме (прил.1) энтропию. энтальпию хладона R717 при параметрах окружающей среды р_о.с. = 0,1 МПа, T_о.с. = 293 K:

h_о.с .= 1750 кДж/кг, s_о.с = 9765 Дж/(кг×К)

Значения температуры, давления, энтальпии, энтропии, эксергии точек 1, 2, 3, 4, 5 сведём в таблицу 1.

Таблица 1

Строим процесс на T,s – и e,h - диаграмме (прил. 1)

2. Характерные величины цикла

Удельная нагрузка испарителя:

q₀ = h1 - h₅ = 1675 – 503 = 1172 кДж/кг

Массовый расход хладагента

G=Q₀ / q₀ = (20,93*4,187)/(1172*3,6) = 0,02 кг/с ( 72 кг/ч)

Удельная внутренняя работа компрессора:

а_в = h₂ - h₁ = 1983,75 – 1675 = 308,75 кДж/кг

Удельная тепловая нагрузка конденсатора:

q_К = h₂ - h₃ = 1983,75 – 566 = 1417,75 кДж/кг

Удельная тепловая нагрузка переохладителя:

q_по = h₃ - h₄ =566 - 503 = 63 кДж/кг

Полная тепловая нагрузка переохладителя:

Q_по = q_по G = 63*0,02 = 1,26 кВт

Проверка решения по I закону термодинамики:

q = a_в + q₀ = 308,75 + 1172 = 1480,75 кДж/кг

q = q_к + q_по = 1417,75 +63 = 1480,75 кДж/кг

Объемная производительность компрессора:

V₀ = G ν₁ = 72 *0,5 = 36 м³ /ч (0,01 м³ /с)

Тепловая нагрузка конденсатора:

Q_К = G q_К = 0,02*1417,75 = 28,36 кВт

Удельная работа, затраченная на компрессор с учетом электромеханического КПД, при η_эм = 0,9

а_К = а_в / η_эм = 308,75/0,9 =343,1 кДж/кг

Электрическая мощность компрессора:

N_э = а_К G = 343,1*0,02 = 6,862 кВт

Принимаем электрическую мощность компрессора в 7 кВт.

Холодильный коэффициент:

e = q₀ / а_К = 1172/343,1 = 3,42

Удельный расход электроэнергии на единицу выработанного холода:

ex = а_К / q₀ = 343,1 / 1172 = 0,29

3. Эксергетический анализ цикла.

Составим эксергетический баланс для 1 кг/с расхода рабочего тела.

1. Удельное количество эксергии, подведенной к установке, по измерениям на зажимах электродвигателя компрессора:

e_вх = N_э / G = 6,862 / 0,02 =343,1 кДж/кг

2. Электромеханические потери эксергии:

d_эм = e_вх - e_вх η_эм = e_вх (1 - η_эм ) = 343,1(1-0,9) = 34,31 кДж/кг

3. Удельная эксергия, подводимая к компрессору:

e_в = e_вх - d_эм = 343,1 – 34,31 = 308,79 кДж/кг

4. Внутренние потери эксергии в компрессоре:

d_км = e_в – (e₂ – e₁ ) = 308,79 – (393,435 – 134,202) = 49,56 кДж/кг

5. Удельная работа компрессора:

e_к = e₂ – e₁ = 393,435 – 134,202 = 259,233 кДж/кг

6. Эксергетический коэффициент полезного действия компрессора:

η_к = ((e_в - d_км ) / e_в ) 100 = (308,79 – 49,56)/ 308,79)100 = 83,95 %

7. Потери эксергии в конденсаторе:

Δ e_2-3 = e₂ – e₃ = 393,435 – 305,026 = 88,409 кДж/кг

8. Средняя температура охлаждающей воды:

T_в.ср = (T_в1 – T_в2 )/2 + 273 = (24-18) / 2 +273 = 276 К

9. Коэффициент работоспособности охлаждающей воды:

(τ_q )_в = 1 - T_о.с / T_в.ср = 1 – 293/ 276 = -0,06

10. Эксергия, полученная водой:

Δ e_в2-в3 = q_к (τ_q )_н = 1417,75*0,06 = 85,069 кДж/кг

11. Потери эксергии вследствие необратимого теплообмена:

d_к.т = Δ e_2-3 - Δ e_в2-в3 = 88,409 – 85,065 = 3,34 кДж/кг

12. КПД конденсатора:

η_к = (Δ e в_2-в3 / Δ e_2-3 ) 100% = (85,065 / 88,409) 100 = 96,22 %

Так как эксергия охлаждающей воды после конденсаторов компрессионных установок обычно не используется, то суммарные потери эксергии в конденсаторе составят:

d_к = d_к.т + Δ e в_2-в3 = 3,34 + 85,069 = 88,409 кДж/кг

η_к = 0%

13. Эксергия, полученная в переохладителе

W = Qох / Cp Δt - расход воды

Δ e_3-4 = e₄ – e₃ = 322,015– 305,026 = 17 кДж/кг

Δe = W Δ e_3-4 - Δ e_{3-4 =} 66,308 – 17 = 49,308 кДж/кг

14. КПД переохладителя:

η_по = (Δ e₃ / Δ e₄ ) 100% = (305,026 / 322,015)100 = 94,72 %

15. Потери эксергии в регулирующем клапане (дросселе):

d_рв = e₄ – e₅ = 322,015 – 235,243 = 86,77 кДж/кг

16. КПД дросселя:

η_др =( e₅ / e₄ ) 100% = (235,243 / 322,015)100 = 73 %

17. Эксергия, отданная хладоном в испарителе:

Δ e_1-5 = e₁ – e₅ = 134,202 –235,243 = 101,041 кДж/кг

18. Средняя температура воздуха:

T_н.ср = (T_н1 – T_н2 )/2 + 273 = (-5 – 10)/2 +273 = 265,5 К

21. Коэффициент работоспособности воздуха:

(τ_q )_н = 1 - T_о.с / T_н.ср = 1 – 293 / 265,5 = - 0,1

22. Эксергия, полученная воздухом:

е₀ = Δ e_н2-1 = e_н2 - e_н1 =q₀ (τ_q )_срн = 1172 *0,1 = 117,2 кДж/кг

23. Потери эксергии вследствие необратимого теплообмена в испарителе:

d_и = Δ e_5-1 - Δ e_н2-1 = 101,041 – 117,2 = 16,159 кДж/кг

24. КПД испарителя:

η_и = (Δ e_н2-1 / Δ e_5-1 ) 100% =(101,041 /117,2)100 = 86,21 %

Эксергетический баланс установки приведен в табл. 2.

Таблица 2

Коэффициент полезного действия теплообменно-дроссельной части установки:

η_т.д = (e₀ /( Δe_2-1 )) 100% = (117,2 /259,233)100% = 45,21%

Полный КПД установки:

η' = e₀ /( e_вх ) 100% = (117,2 /343,1)100% = 34,2%

4.Подбор оборудования.

Холодопроизводительность установки:

Q0 = 20,93 кВт

Подбор оборудования ведем по программе Select 7/39780

Основные преимущества хладагента аммиак (R717) обусловлены тем, что он:
- обладает термодинамическими и теплофизическими характеристиками, позволяющими получать высокий КПД в холодильных установках;
- химически нейтрален по отношению к большинству конструкционных материалов холодильных установок, за исключением меди и сплавов на ее основе;
- не растворяется в смазочных маслах, применяемых в конструкциях холодильных установок, не чувствителен к влаге и легко обнаруживается в случае утечки;
- не способствует созданию парникового эффекта;
- имеет невысокую стоимость (не более 2200 рублей за тонну) и легко доступен на рынке.
Вместе с тем у аммиака есть ряд серьезных недостатков. В частности, это вещество:
- обладает высокой токсичностью (считается, что предельно допустимая концентрация аммиака в рабочих помещениях должна быть не выше 20 мг/м3, однако даже при более слабой концентрации характерный запах аммиака в случае его появления вызывает сильную панику; при более высоких концентрациях появляются серьезные затруднения дыхания вплоть до удушья; смертельная концентрация аммиака - 30 г/м3);
- является взрывоопасным (при концентрации в воздухе 200-300 г/м3 возникает угроза самопроизвольного взрыва; температура самовоспламенения равна 650 °С);
- создает опасность ожогов при растворении в воде, поскольку этот процесс

сопровождается выделением значительного количества тепла;
- имеет высокую температуру нагнетания при сжатии в холодильных компрессорах.

Поэтому его могут заменять фреонами. В качестве замены для подбора оборудования применим R600a. Краткие физические свойства приведены в таблице 3.

Таблица 3

Расчет компрессоров заключается в определение необходимого действительного объема, описываемого поршнями в единицу времени

, м³ /с ,

где V₀ — теоретический объем, м³ /с ,определяется из выражения(6.6);

l — коэффициент подачи компрессора, он рассчитывается:

l=l_с l_{¶ р} l_t l_пл .

выбираем несколько однотипных компрессоров, включенных параллельно в схему установки и обеспечивающих суммарную подачу. Общее число компрессоров с учетом одного резервного определится:

К = К_раб + 1 .

Объем, описываемый поршнями в единицу времени одним компрессором

, м³ /с.

Расход воды (воздуха) на конденсатор:

, м³ /с,

где Cp — теплоёмкость воды (воздуха), кДж/(кг×К); — нагрев воды (воздуха) в конденсаторе.

Перепад давления Δp = 0,5 бар

Переохлаждение ΔT = 4 ^о С

Результаты расчета и схема установки с приборами измерения представлены в приложениях.

Заключение.

В ходе выполнения семестрового задания мной была рассчитана холодильная установка, определены основные энергетические параметры.

Рекомендации:

1. Заменить хладагент R717 на R600a

2. Разбить установку на несколько для увеличения надежности.

Литература

1. Везиришвили О.Ш., Меладзе Н.В. Энергосберегающие теплонасосные системы тепло – и хладоснабжения. — М.:Изд-во МЭИ, 1994. — 160с., ил.

2. Горбенко В.И., Юртаев М.А. Расчёт парожидкостных компрессионных одноступенчатых холодильных и теплонасосных установок. - Ч: Изд. ЮУрГУ, 2002. — 38 с., ил.

3. Горбенко В.И. Конспект лекций. - Ч: Изд. ЮУрГУ, 2002. — 38 с., ил.

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

5. Мартынов А.В. Установки для трансформации тепла и охлаждения. – М.: Энергоиздат, 1989. – 320 с., ил.

6. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения. – М.: Энергоиздат, 1981. – 320 с., ил.

7. Теплофизические основы получения искусственного холода: Справочник серии «Холодильная техника». — М.: Пищевая промышленность, 1980. — 232с.

8. Холодильные компрессоры: Справочник серии «Холодильная техника». — М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. — 280с.

9. Холодильные машины: Справочник серии «Холодильная техника». — М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982. — 223с.

10. Щербин Н.К., Гринберг Я.И. Холодильные станции и установки. — М.: Химия, 1979. — 376с.