ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ  УЧРЕЖДЕНИЕ

       ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

       "МУРМАНСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ" 
 
 
 

     Кафедра энергетики и транспорта 
 
 
 
 

       Курсовая  работа

       по  дисциплине

       "Применение тепловых насосов в системах теплоснабжения жилых и общественных зданий"

       Тема:

       " Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки " 
 
 

                                     Выполнила: студентка группы ЭП–471

                                                 Чумина Н. В.

                                     "___"_____________2010 г.

                                     _________________(подпись) 

                                     Проверил: Малышев В.С.

                                     "___"_____________2010 г.

                                     _________________(подпись) 
 
 
 
 
 
 

       Мурманск

       2010

СОДЕРЖАНИЕ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Исходные данные для расчета

 

    Целью является расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки (ТНУ) по исходным данным, представленным в таблице1 и ознакомление с конструктивным исполнением и порядком расчета основного агрегата компрессорной ТНУ – собственно компрессора.

    В качестве исходных данных используются:

    1. Теплопроизводительность ТНУ (расчетная)  Q_ТН.

    2. В качестве источника низкопотенциального  тепла используется вода Кольского залива, летом.

    Температура воды на входе в испаритель t_И1, °С; температура воды на выходе из испарителя – t_И2, °С.

    3. В качестве теплоносителя в  системе горячего водоснабжения  или теплоснабжения используется пресная вода, температура которой на входе в конденсатор обозначена как t_К1, а на выходе из конденсатора -  t_К2.

                                                                  Таблица 1 

   
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет и построение индикаторной диаграммы

 

 
 
 
 

 
 

 
 
 
 
 

     

Рисунок 1 – Принципиальная схема расчетной теплонасосной установки

Км  – компрессор 1, И – испаритель 5,  Кд– конденсатор 2, ПО - переохладитель 3, РВ – регулирующий вентиль (дроссель) 4 , ТНС – теплоноситель системы ГВС;

НПИ - низкопотенциальный источник тепла  (морская  вода Кольского залива);  ГВС - горячее водоснабжение. 

        Температура кипения t₀ принимаем на 8-10 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в газообразном состоянии (воздух, отработавшие газы) и на 5-7 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в жидком состоянии (морская вода, например). При заданном значении t_И2, обычно задаются  Dt_и = 3-5 °С

      t₀ = tи₂ –Dt_и;

      t₀ = 0 – 5 = -5 °С;

      tи₂– температура НПИ (воды) на выходе из испарителя.

      Температура же конденсации t_к напротив, должна быть на 4-6 градусов выше температуры теплоносителя, уходящего из конденсатора. В расчете обычно принимают конечную разность температур в конденсаторе равной Dt_к = 5 °С. Отсюда

      t_к =  tк₂+Dt_к ;

      t_к =  69+5 = 74 °С;

      

      

    Рис. 2 - Схема теоретического цикла теплонасосной установки с обозначением узловых точек термодинамических процессов: L - энергия, потребляемая компрессором на сжатие паров хладона, q_о - тепло, отбираемое от низкопотенциального источника. q_к - тепло, отдаваемое теплоносителю системы отопления в конденсаторе, q_по - тепло, отдаваемое теплоносителю в переохладителе ПО.

      Температура переохлаждения t₄ (после переохладителя ПО) должна быть на 3-4 градуса ниже соответствующей температуры конденсации. В расчете можно принять

      t₄ =t_к2 -Dt_по ; Dt_по =10 °С;

      t₄ = 69-10 = 59 °С;

      между теплоносителем системы отопления (водой) и жидким хладоном равной

Таблица 2 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла теплового насоса

3. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ

      Определяем  удельную работу компрессора, затрачиваемую на сжатие паров хладона.

      Следует отметить, что процесс сжатия паров  в компрессоре близок к обратимому адиабатному, поэтому сжатие протекает по изоэнтропе S=const и адиабатная работа сжатия равна разнице энтальпий в точках 2’-1, т.е.

      l_a = i_2’ – i_1;  кДж/кг;

      l_a = 748 – 677 = 71  кДж/кг;

      А так как необратимые энергетические потери в компрессоре при сжатии паров хладона все же присутствуют, то и в расчете эти потери учитываются введением в уравнение индикаторного КПД компрессора h_i, т.е.

      

;

где l_b – внутренняя  работа на сжатие паров.

      Индикаторный (адиабатный) КПД h_i определяется по эмпирическим формулам

 для  аммиачных и фреоновых компрессоров

      h_i = l_w + bt₀

для компрессоров малой мощности (D_{цилиндр} ≤ 100 мм) h_i » l_w

где l_w – коэффициент подогрева паров хладона о стенки компрессора, что увеличивает их объем, снижая этим, производительность компрессора, а также учитывает сопротивление прохода паров хладона через щели клапанов или всасывающих окон;

b – эмпирический коэффициент, определяемый опытным путем, его значение в практике расчетов принимается в пределах от 0,001 до 0,0025. Для аммиачных вертикальных компрессоров b=0,001, а для фреоновых принимают b=0,0025.

t₀ – температура испарения хладона в полости испарителя.

      Кроме приведенного уравнения, коэффициент  подогрева l_w в первом приближении можно определить как отношение

      

;

      

;

      h_i = 0,772 – 0,0025

5 = 0,760; 

      

;

      Но  так как действительный процесс  сжатия в компрессоре протекает  с необратимостью (из-за потери тепла в окружающую среду и преодоление сопротивления

      

потоком газа в узких щелях нагнетательных клапанов и всасывающих окон), то процесс сжатия будет отличаться от адиабатного на величину 2'-2. А действительный процесс сжатия будет представлен некоторой политропой 1-2 (на диаграмме цикла рис. 2 действительная работа сжатия обозначена как L).

      В связи с этим определяем энтальпию  рабочего агента на выходе паров из компрессора.

;

      Определяем  удельный расход тепла на единицу  расхода рабочего тела в теплообменных аппаратах теплонасосной установки.

      а) Тепло, подводимое к хладону в  испарителе q_o согласно схеме цикла, рисунок 1.

q_o = i₁ – i₅   кДж/кг;

q_o = 677 - 485 = 192 кДж/кг;

      б) Тепло, отводимое к теплоносителю  в конденсаторе

q_кд = i₂ – i₃   кДж/кг;

q_кд = 770,4 – 502 = 268,4 кДж/кг;

      в) Тепло, отводимое в переохладителе ПО хладона к теплоносителю отопительной системы

      q_по = i₃ – i₄   кДж/кг;

      q_по = 502 – 485 = 17 кДж/кг;

      г) Проверяем баланс тепла установки  по формуле

q = l_b + q_o = q_кд + q_по + q_км ;

q = 93,4+192 = 268,4+17 = 285,4 кДж/кг;

но  т.к. при отсутствии внешнего охлаждения q_км = 0, то уравнение выглядит так.

где q_кд, q_по, q_км – удельные расходы (отвод) теплоты в конденсаторе, переохладителе,

компрессоре на единицу расхода рабочего агента (кДж/кг).

      При этом следует иметь в виду, что  если отсутствует внешнее охлаждение компрессора, то q_км = 0.

      Далее определяем расход хладона (рабочего тела) в цикле, расчетную нагрузку отдельных аппаратов установки, электрическую мощность компрессора и энергетические показатели теплонасосной установки.

      а) Рассчитываем массовый расход рабочего агента при циркуляции  в системе  установки по уравнению:

      

, кг/с;

      

      б) Рассчитываем объемную производительность компрессора ТНУ по уравнению

V_км = G

V₁   м³/с;

V_км = 2,80

0,41 = 1,15 м³/с;

      в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель ТНУ по уравнению

Q_исп = G

q_o        кВт

Q_исп = 2,80

192 = 537,6   кВт;

      г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя

Q_по = G

q_по         кВт

Q_по = 2,80

17 = 47,6  кВт;

      Рассчитываем  удельный расход энергии на единицу  полученного тепла Э_тн ТНУ по уравнению

      

где q = q_о + (l_а/h_i);

    h_эм - электромеханический КПД системы компрессор-приводной электродвигатель.

      Рассчитываем  электромеханический КПД h_эм по уравнению

h_эм = h_эд h_км;

где h_эд = КПД приводного эл. двигателя, может быть (от 0,85 до 0,92), принимаем 0,9;

    h_км = механический КПД компрессора на практике известно h_км составляет от 0,93 до 0,97, принимаем 0,97.

h_эм = 0,9*0,97 =0 ,873;

;

      Определяем  электрическую мощность компрессора  для ТНУ

N_э = Э_тн Q_b  кВт;

где Э_тн = удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;

    Q_b – теплопроизводительность ТНУ, кВт.

N_э =0 ,375

800 = 300  кВт;

      Определяем  коэффициент трансформации тепла m по уравнению

;

;

    В виду того, что разность температур (t_н1 - t_н2) и (t_в1 - t_в2) невелики, а температуры низкого источника тепла t_н и высокого близки к температуре окружающей среды t_ос, то среднюю температуру источников тепла можно определить как среднее арифметическое значение этих температур, т.е., среднее значение температуры нижнего источника тепла составит

;

;

А средняя температура  верхнего источника тепла равна

;

    После определения средних температур, определяем удельный расход электрической энергии в цикле по уравнению

;

;

Полный КПД  теплонасосной установки составит по уравнению 

 

;

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Расчет рабочих показателей компрессора ТНУ

 

   Расчет  компрессора производится по следующим  показателям:

- по объему, описываемому поршнем;

- по холодопроизводительности.

Холодопроизводительностью называют количество теплоты, которое холодильная машина отнимает от охлаждаемой среды в единицу времени, называется

1. Удельная массовая холодопроизводительность:

2. Действительная  масса всасываемого пара:

3. Действительная  объемная подача:

 - удельный объем всасываемого  пара

4. Индикаторный  коэффициент подачи:

 - объемный коэффициент – учитывает  объем потери, вызванной обратным  расширением пара;

 - учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением клапанов. 

P₀ и Р_К определяются по точкам. 

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

    Для аммиачных компрессоров n = 1,1, для хладоновых n = 1,0.

     Относительная величина вредного пространства в зависимости от размеров и типа компрессора изменяется в пределах С₀ = 0,02 – 0,08.  
 
 
 
 
 

 

5. Коэффициент невидимых потерь – учитывает  потери, вызванные теплообменом.

6. Коэффициент подачи:

7. Теоретическая объемная подача:

V_Д – действительная подача

 

8. Удельная  объемная холодопроизводительность в  рабочих условиях:

 

9. Удельная  объемная холодопроизводительность при  номинальных условиях:

 

10) Коэффициент  подачи в номинальных условиях:

Номинальные условия для одноступенчатых компрессоров:

t_{0 Н} = -15 ⁰C,  p_{0 Н} = 0,038 МПа

t_{к Н}  = +30 ⁰C, p_{0 Н} = 0,22 МПа

 
 

11) Номинальная  холодопроизводительность:

 

12) В теоретическом  процессе сжатие пара совершается  адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается адиабатической мощностью:

 

13) Индикаторный  коэффициент полезного действия:

β – эмпирический коэффициент.

Для аммиачных  машин:

крейцпкофные       β = 0,002

бескрецпкофные    β = 0,001 

Для хладоновых машин:  β = 0,0025

14) Индикаторная  мощность:

15) Мощность трения:

Р_ТР – удельное давление трения

Р_ТР = 49-69 кПа – для аммиачных бескрейцкопфных прямоточных,

Р_ТР = 49-69 кПа – для хладоновых прямоточных,