Расчет значений основных параметров состояния в характерных точках цикла с учетом возможных потерь. Технические показатели холодильной машины. Метод коэффициентов полезного действия для обратного цикла. Эксергетический метод для обратного цикла.
Холодильной машиной называется машина, осуществляющая перенос теплоты с низкого уровня на более высокий: Холодильная машина, в которой цикл осуществляется с помощью механического компрессора, называется компрессионной холодильной машиной. 1, рабочее тело (хладагент) с параметрами состояния точки 1 по паропроводу поступает на вход компрессора. В паропроводе происходит перегрев пара за счет притока тепла из окружающей среды через теплоизоляцию. Из компрессора перегретый пар хладагента (точка 2 или 2д) поступает в конденсатор К, где отдает тепло q1 охлаждающей воде ОВ. Перегретый пар, в конденсаторе, охлаждается по изобаре 2д-2-3 до состояния насыщения (точка 3), а затем конденсируется по изобаре-изотерме 3-4 до состояния жидкости (точка 4)..Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством. В курсовом проекте были рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах, результаты сведены в таблицу 1 Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия.
Введение
Холодильной машиной называется машина, осуществляющая перенос теплоты с низкого уровня на более высокий: Холодильная машина, в которой цикл осуществляется с помощью механического компрессора, называется компрессионной холодильной машиной. В паровой компрессионной машине холодильный агент, в качестве которого обычно используется низкокипящая жидкость, изменяет свое агрегатное состояние.
Оценка эффективности холодильных циклов, работающих по обратному циклу Карно, производится, как и тепловых двигателей, в два этапа. Вначале анализируется обратимый цикл, а затем действительный с учетом основных источников необратимости.
В цикле парокомпрессионной холодильной установки, изображенной на рис. 1, рабочее тело (хладагент) с параметрами состояния точки 1 по паропроводу поступает на вход компрессора. В паропроводе происходит перегрев пара за счет притока тепла из окружающей среды через теплоизоляцию. Перегрев пара осуществляется с целью улучшения условий работы компрессора. В результате теплообмена хладагент в состоянии перегретого пара (точка 6) поступает на вход компрессора КМ и сжимается до давления точки 2, р2 (рис. 2). Из компрессора перегретый пар хладагента (точка 2 или 2д) поступает в конденсатор К, где отдает тепло q1 охлаждающей воде ОВ. Перегретый пар, в конденсаторе, охлаждается по изобаре 2д-2-3 до состояния насыщения (точка 3), а затем конденсируется по изобаре-изотерме 3-4 до состояния жидкости (точка 4).. Из конденсатора жидкость подается в дроссель ДР в котором происходит адиабатное дросселирование 4-5 с понижением температуры хладагента. С параметрами состояния точки 5 влажный пар из дросселя поступает в испаритель И, в котором происходит изобарно-изотермический процесс кипения 5-1, с отводом теплоты q2 от рассола (этиленгликоль, хлористый калий или хлористый натрий). Рассол направляется потребителю холода ПХ.
Задание
В курсовом проекте должны быть рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах.
Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. В методе рассматривается уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты должны быть представлены в виде диаграммы.
В эксергетическом методе анализа циклов составляются баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.
Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой должны содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.
Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством и регенеративного теплообменника.
Для расчета парокомпрессионной холодильной установки задан расход хладагента Gxa. Заданы температуры конденсации t4 и кипения t1 хладагента (хладона R12 или аммиака). Приведены температуры хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя , охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него . Расчет и анализ потерь энергии и эксергии ведется с учетом заданных коэффициентов полезного действия компрессора ?км, hoikm и коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода ?пп.
Исходные данные: Хладагент-аммиак ;
задан расход хладагента Gxa-1.0 кг/с;
температура конденсации t4 450С ;
температура кипения t1 хладагента -100С;
температура хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя -20С;
температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 300С и на выходе из него 350С;
коэффициент полезного действия компрессора ?км=85%;
коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода ?пп=98%;
коэффициент полезного действия ?эм=96%
Расчет значений основных параметров состояния в характерных точках цикла
Агрегатное состояние рабочего тела в характерных точках цикла (согласно Т-S диаграмме): (•) 4,7 - кипящая жидкость
(•) 3, 1 - сухой насыщенный пар
(•) 5 - влажный пар
(•) 6, 2, 2д- перегретый пар
Для заданной температуры аммиака в конденсаторе t4= t3 = 45 ?C (318 К) из таблиц насыщенного аммиачного пара (табл. 3 приложения) получим: р4= р3 = р2 = р2д = 1.775МПА = 17.75бар;
Зная по два параметра находим по таблицам свойств хладагента R12 [1] остальные: Точка 4
I6=(1650,2-613,4)/0/98 613,4=1671,4КДЖ/кг v6=0,445м3/кг s6=8,821КДЖ/кг К
Точка 2
Т2=409,6К
S2=8,84КДЖ/кг К v2=0,113м3/кг i2=1952,04КДЖ/кг К
Точка2д
Т2д=429,7К
Р2д=17,75 бар i2=(1952,04-1671,4)/0,85 1671,4=2001,2КДЖ/кг v2д=0,1203м3/кг s2д=8,962КДЖ/кг К.
Технические показатели холодильной машины
Количество теплоты Q2, отводимой в холодильной установке от охлаждаемого тела в единицу времени, называется холодопроизводительностью холодильной установки: Q2 = q2Gxa=1036,8*1=1036,8 Дж/с, где q2 - удельная холодопроизводительность, Дж/кг; Gxa - расход холодильного агента, кг/с.
Теплота, переданная в окружающую (охлаждающую) среду: Q1 = q1Gxa=1338,64*1=1338,64Дж/с, где q1 - удельная теплота, отданная теплоприемнику, Дж/кг.
Мощность, затраченная на производство холода: N = l·Gxa, где l - удельная работа, затраченная на сжатие 1 кг рабочего тела.
Мощность действительного цикла
=1*(20001,2-1671,4)/0,96=343,5.
Метод коэффициентов полезного действия для обратного цикла
Для характеристики эффективности цикла, при помощи которого осуществляется перенос теплоты от менее нагретого тела к более нагретому, вводят так называемый холодильный коэффициент цикла:
или ;
Для обратимого обратного цикла Карно холодильный коэффициент равен
,
где Тх и Тг - температуры охлаждаемого тела и теплоприемника, которым является окружающая (охлаждающая) среда (Тг > Тх).
Холодильный коэффициент действительного цикла
, причем, . где Ne - мощность, затрачиваемая на производство холода в действительном цикле.
Удельная холодопроизводительность
=1650,2-613,4=1036,8КДЖ.
Холодопроизводительность холодильной установки Q2 определяется по зависимости Q2 = q2Gxa=1036,8*1=1036,8 Дж/с.
Дополнительный подвод тепла из окружающей среды через теплоизоляцию паропровода к холодильному агенту составит
?qпп = q2(1 - ?пп)=1036,8(1-0,98)=20,74.
Холодильный коэффициент теоретического цикла
=1057,5/280,64=3,77;
где - удельное количество теплоты, полученное рабочим телом от холодного источника (охлаждаемого объекта) и воспринятое им из окружающей среды через изоляцию
=20,74 1036,8=1057,5;
- удельная работа обратимого (теоретического) процесса сжатия в компрессоре
=1952,04-1671,4=280,64;
=1058,1*1=1058,1;
=280,64- мощность, затрачиваемая на холодильную машину в теоретическом цикле.
Работа действительного процесса в результате необратимости процесса сжатия
=2001,2-1671,4=329,8.
Увеличение затрат работы в результате необратимости процесса сжатия в компрессоре рассчитаем по зависимости
=329,8-280,64=49,16
Работа, затраченная на привод компрессора от внешнего поставщика электроэнергии для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе, составит
=329,8/0,96=343,54.
Потери работы на привод компрессора для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе: =343,54-329,8=13,74.
Таким образом, холодильный коэффициент действительного цикла равен
=3,36*0,98*0,85*0,96=2,7.
Коэффициент полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно =2,7/24,25=0,11 и =3,36/24,25=0,139, где - холодильный коэффициент для цикла Карно: =291/(303-291)=24,25;
- температура вырабатываемого холода (температура хладоносителя на выходе из испарителя); - температура окружающей среды (температура охлаждающей воды на входе в конденсатор).
Теплота, переданная охлаждающей воде Q1, для теоретического цикла определяется по формуле (41), причем удельная теплота q1 равна
=1952,04-613,4=1338,64.
Расход воды через конденсатор для теоретического цикла
=1338,64/4190*(35-30)=0,064, - удельная массовая теплоемкость охлаждающей воды при средней температуре; и - температура охлаждающей воды на входе и выходе конденсатора.
Относительные потери энергии в результате внутренней необратимости холодильного цикла составят: =0,14-0,13=0,01.
Удельное количество тепла и общее количество теплоты , переданное охлаждающей воде для действительного цикла холодильной машины, определяют по формулам
=2001,2-613,4=1387,8и
=1*1387,8=1387,8.
Расход воды через конденсатор для действительного цикла
=1387,8/4190(35-30)=0,066.
Увеличение расхода охлаждающей воды в результате внутренней необратимости цикла определяется как =0,066-0,064=0,002.
Уравнение теплового баланса парокомпрессионной холодильной установки (для рабочего тела - холодильного агента)
, 1387,9=1036,8 20,74 280,64 49,16=1387,34
Так как электромеханические потери в компрессоре и электродвигателе - это потери теплоты в окружающую среду, то они не учитываются в энергетическом балансе рабочего тела холодильной установки.
Доли энергии в тепловом балансе составляют (%): от охлаждаемого тела а = (q2/q1)·100=1036.8/1338,64*100=77,45%;
через изоляцию испарителя и паропровода b = (?qпп/q1)·100=20,74/1338,648*100=1,55;
теоретическая энергия подведенная в компрессоре f = (lkmteop/q1)·100=280,/1338,64*100=20,9%;
дополнительная энергия подведенная в компрессоре при реальном процессе сжатия d = (?lкм/q1)·100=49,16/1338,26*100=3,7%.
На основании выполненных расчетов необходимо построить диаграмму распределения потоков теплоты и энергии для парокомпрессионной холодильной машины (рис. 3).
Результаты расчета холодильного цикла.
Таблица 1
№ точки Параметры состояния
Т, К р, МПА v, м3/кг i, КДЖ/кг s, КДЖ/кг К х
1 263 0,29 0,00153 352,8 3,82 1
2 409,6 1,775 0,113 1952,04 8,84
6 272,71 0,29 0,445 1671,4 8,84
2д 429,7 1,775 0,1203 2001,2 8,96
3 318 1,775 0,0731 1690 8,102 1
4 318 1,775 0,00175 613,4 4,718 0
5 263 0,29 0,086 613,4 4,81 0,2
Холодильный коэффициент теоретического цикла ?t=3,36
Холодильный коэффициент действительного цикла ?=2,7
Холодильный коэффициент цикла Карно ?к=24,25
Коэффициент полезного действия холодильной машины ??д(??т)=0,11(0,14)
Холодопроизводительность Q2 = q2Gxa Q2=1036,8
Мощность теоретического и действительного цикла Nteop(Ne)=280,64(343.5)
Эксергетический метод для обратного цикла
Работоспособность (максимальная полезная работа, эксергия) системы, состоящей из источника работы и окружающей среды определяется выражением: lmax = e =(i1 - i0) - T0(s1 - s0). (64)
Здесь индексы 1 и 0 относятся соответственно к начальному (неравновесному) и конечному (равновесному) состояниям этой системы, а Т0 -температура окружающей среды.
Общий вид технического совершенства машины, работающей по обратному циклу, является его КПД: , (65) где - эксергия вырабатываемого холода или теплоты; - полная энергия, затраченная в установке.
При анализе холодильного (обратного) цикла принимается, что давление окружающей среды р0 = 100 КПА, температура окружающей среды t0 = 20 °С (Т0 = 293 К), температура хладоносителя (ХН), отдающего теплоту холодильному агенту (ХА), принимается равной температуре ХН на выходе из испарителя , °С ( , К).
Для построения диаграммы эксергетического баланса требуется вычислить потери эксергии в отдельных узлах установки. Параметры, необходимые для расчета, определяются из диаграмм или таблиц термодинамических свойств рабочего тела.
Вычисление эксергии потока в узловых точках реального цикла проводится по формуле (64): e1, e6, e2д, e4, e5. е1=(1650,2-841,4)-293(8,7584-5,482)= -151,2, е2=(1952-841,4)-293(8,84-5,482)=126,12, е4=(613,4-841,4)-293(4,718-5,482)= -4,15, е5=613,4-841,4-293(4,81-5,482)= -31,104, е6=1671,4-841,4- 293(8,84-5,482)= -153,9, е2д=2001,2-841,4-293(8,962-5,482)=140,16.
Изменение эксергии холодильного агента в испарителе
=
= -151,2 31,104= -120,096.
Это изменение эксергии складывается из двух составляющих: часть эксергии отводится с хладоносителем, который имеет температуру (это полезный расход эксергии)
=1036,8(1-293/271)= -84,16.
Другая часть эксергии теряется изза необратимости процесса теплообмена в испарителе
= -120,096 84,2= -35,896,
в данном процессе необратимость увеличивает эксергию системы, так как температура изза необратимости еще больше становится ниже температуры окружающей среды.
Изменение эксергии потока в паропроводе: = -153,9 151,2= -2,7.
Работа установки обеспечивается подводом электроэнергии в компрессоре. Удельное количество подводимой эксергии равно =343,5.
Внутренние и внешние потери эксергии в компрессоре составят
= -62,86.
Изменение эксергии холодильного агента в конденсаторе
=
=-4,15-126,12= -130,3.
Это изменение эксергии происходит по двум причинам: часть эксергии отводится (теряется) с охлаждающей водой, температура которой ниже температуры конденсации и равна температуре на входе в конденсатор : =133,64(1- 293/303)=44,17;
другая часть теряется изза необратимости процесса теплообмена
= -130,3-44,17=-174,5.
Потери эксергии изза необратимости при дросселировании, когда : = -31,104 4,15= -26,954.
На основании уравнения эксергетического баланса для данной парокомпрессионной установки необходимо построить диаграмму распределения потоков эксергии (рис. 4).
холодильный установка цикл эксергетический
Вывод
Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством.
В курсовом проекте были рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах, результаты сведены в таблицу 1
Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. Коэффициенты полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно равны ??д=0,11, ??т=0,139. КПД действительного цикла меньше теоретического, т. к. теплота теоретического цикла больше теплоты действительного. Это объясняется тем, что теплота реального цикла теряется в элементах установки.
В методе рассматривались уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты представлены в виде диаграммы.
В эксергетическом методе анализа циклов составлялись баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.
Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.
Список литературы
1. Термодинамические свойства воды и холодильных агентов: Справочные материалы к расчету состояния рабочих веществ в курсовых и дипломных проектах для студентов направлений 550800, 550900 и специальности 170500 всех форм обучения / Сост.: И.В. Дворовенко, П.Т. Петрик, А.Р. Богомолов. - Кемерово: КУЗГТУ, 2006. - ЗО с.
2 Методические указания к курсовым работам по дисциплине «Инженерная термодинамика и энерготехнология химических производств» / Сост.: И.В. Дворовенко, П.Т. Петрик, А.Р. Богомолов. - Кемерово: КУЗГТУ, 2000. - I6с.
3. Мазур Л.С. Техническая термодинамика и теплотехника: Учебник. - М.: ГЭОТАР, 2003. - 352 с.
4. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика. -4- е изд., перераб. - М.: Энергоатомиздат. 1983.
5. Бродянский В.М. Эксергетический метод термодинамического анализа. М.: Энергия, 1973.
6. Соколов В.Н. Машины и аппараты химических производств: Учебник. - Л.: Машиностроение, 1982. 384 с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
