Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки

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»

Тема: «Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки»

Выполнил: студент группы ЭП-401

Комаров С.А.

Мурманск 2013

1. Задание

2. Расчёт необходимой теплопроизводительности ТНУ

2.1 Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение

2.2 Расчет потерь тепловой мощности в трубопроводе от геотермального источника теплоты до испарителя

3. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ

4. Исходные данные для расчета компрессора

5. Расчет рабочих показателей компрессора

5.1 Расчёт компрессора в рабочих условиях

5.2 Расчёт компрессора в номинальных условиях

5.3 Подбор серийного компрессора

5.4 Расчет коэффициента преобразования

6. Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы компрессора

7. Выбор серийного компрессора

8. Подбор серийного конденсатора

9. Подбор серийного испарителя

10. Подбор серийного переохладителя Список использованной литературы

1. Задание Необходимо произвести расчет и выполнить подбор серийного оборудования для ТНУ обеспечивающей горячее водоснабжение зимой школьной столовой, реализующей готовую продукцию в МБОУ г. Мурманска СОШ № 17.

В столовой 150 посадочных мест и 11 санитарно-технических приборов с горячей водой: 4 в кухне и 7 в моечной.

Расчетная температура горячей воды 60 ⁰С. Температура холодной воды из водопровода 5 ⁰С.

В качестве НПИ — геотермальное тепло.

Для обеспечения отбора теплоты от геотермального низкопотенциального источника осуществляем бурение двух скважин на расстояние 5 метров в соответствии с «Инструкцией по безопасности одновременного производства буровых работ, освоения и эксплуатации скважин на кусте» РД 08−435−02 глубиной 15 метров каждая.

В скважинах осуществляется прокладка трубопровода с теплоизоляцией общей протяженностью 35 метров, состоящего из двух U-образных труб.

Для обустройства теплонасосной установки можно использовать свободное место, на территории школы непосредственно прилегающее к помещению столовой, но с учетом расположения коммуникаций здания самой школы.

Чтобы избежать замерзания теплоносителя в трубопроводе, в качестве теплоносителя предлагается использовать 36% раствор этиленгликоля (температура кристаллизации -20 °С). Повышенная вязкость водного раствора этиленгликоля в зоне отрицательных рабочих температур приводит к значительному возрастанию гидравлических потерь на трение в трубопроводах и на преодоление гидравлических сопротивлений. Также и значительное снижение, до 18%, теплоемкости и теплопроводности раствора этиленгликоля требует повышение скорости циркуляции теплоносителя в системе. С целью минимизировать нежелательные свойства этиленгликолевого раствора предусматривается установка циркуляционного насоса в контур трубопровода.

В качестве хладогента в ТНУ применяется фреон R-22, важным параметром для выбора фреона с учетом целей использования установки является его нетоксичность. R-22 — широко известный и повсеместно одобренный пользователями фреон; нетоксичен и невзрывоопасен (классификация безопасности A1 ASHRAE); химически нейтрален к большинству конструкционных материалов; обладает хорошими (по сравнению с другими фреонами) теплофизическими и термодинамическими характеристиками; R22 является наиболее широко применяемым хладоном во всем мире.

водоснабжение теплонаносный компрессор

2. Расчёт необходимой тепловой мощности конденсатора ТНУ

2.1 Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение Расчет производим в соответствии с методикой СНиП 2.04.01−85* «Внутренний водопровод и канализация зданий».

1. Определяем вероятность действия прибора.

где — норма расхода горячей воды в час наибольшего водопотребления, в соответствии с пунктом 9 примечания 1 приложения 3 СНиП 2.04.01−85*, в предприятиях общественного питания, где приготовление пищи не предусмотрено, нормы расхода воды следует принимать как разницу между нормами в предприятиях, приготовляющих и реализующих пищу в обеденном зале и продающих на дом, таким образом, л;

U — количество реализуемых блюд в час, в соответствии с пунктом 9 примечания 1 приложения 3 СНиП 2.04.01−85*, следует определить по формуле:

U = 2,2 n m,

где n — количество посадочных мест;

m — количество посадок, принимаемое для столовых открытого типа и кафе равным 2; для столовых при промышленных предприятиях и студенческих столовых — 3; для ресторанов — 1,5

Таким образом U=2,2*150*3 = 990;

= 0,2 л/с — секундный расход воды отнесенный к одному прибору, в соответствии с п. 3.2 СНиП 2.04.01−85* для жилых и общественных зданий, принимается по приложению 2 СНиП 2.04.01−85* для моек (для предприятий общественного питания) со смесителем.

N — число санитарно-технических приборов с горячей водой, 4 в кухне и 7 в моечной, всего 11.

Таким образом, получаем:

2. Теперь определим вероятность использования санитарно-технических приборов (возможность подачи прибором нормированного часового расхода воды) в течение расчетного часа:

= 200 л/ч — часовой расход горячей воды потребителем по приложению 3 СНиП 2.04.01−85*

3. Так как, больше 0,1, применяем далее табл. 2 Приложения 4, по которой определяем коэффициент:

При P*N=4,95, =2,558;

4. Теперь мы можем определить максимальный часовой расход горячей воды:

5. Определяем максимальную тепловую нагрузку ГВС (тепловой поток за период максимального водопотребления в течение часа максимального потребления):

Учтем тепловые потери, приняв их за5% от расчетной нагрузки, согласно СНиП 2.04.01−85*.

Пересчет на 60 °C Принимая во внимание, что это максимальная тепловая нагрузка ГВС, то целесообразно предусмотреть установку баков аккумуляторов, исходя из этого, в дальнейших расчетах примем, что

2.2 Расчет потерь тепловой мощности в трубопроводе от геотермального источника теплоты до испарителя На глубине 15 метров температура постоянна и мало меняется, оставаясь на уровне 10 ⁰С.

Трубопровод представляет собой две U-образные трубки, заполненные 36% раствором этиленгликоля, общая длина трубопровода приблизительно 35 метров, исходя из того, что потери тепла 30−70 Вт/м, принимаем потери равными 50 Вт/м.

Таким образом, потери мощности составят:

Таким образом, тепловая мощность в конденсаторе ТНУ:

3. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ Рисунок 1 — Принципиальная схема расчетной теплонасосной установки Температура кипения t₀ принимаем на 8−10 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в газообразном состоянии и на 5−7 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в жидком состоянии.

Принимаем t_и = 6 С

t₀ = t_и2 -t_и =4−6=-2 С.

t_и2 — температура воды на выходе из испарителя.

Температура 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 t_к = 4 С

t_к = t_к2+ t_к = 60+4=64 С.

Рисунок 2 — Схема цикла теплонасосной установки с обозначением узловых точек термодинамических процессов Таблица 1 — Параметры хладагента в узловых точках цикла теплового насоса

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 равна разнице энтальпий в точках 2'-1', т. е.

l_a = i_2' — i_1'=758−712=46 кДж/кг, А так как необратимые энергетические потери в компрессоре при сжатии паров хладона все же присутствуют, то и в расчете эти потери должны учитываться — для этого делим приведенное уравнение на индикаторный КПД компрессора _i, т. е.

кДж/кг;

где l_b — внутренняя (адиабатная) работа на сжатие паров.

Индикаторный (адиабатный) КПД _i определяется по эмпирическим формулам для аммиачных и фреоновых компрессоров

_i = _w + t₀=0,804−0,0025 *2=0,799

где _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, для фреоновых компрессоров b=0,0025;

t₀ — температура испарения хладона в полости испарителя.

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

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

кДж/кг 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.

q_o = i₁ — i₅=704−575=129 кДж/кг б) Тепло, отводимое к теплоносителю в конденсаторе

q_кд = i₂ — i₃=771−583=188 кДж/кг в) Тепло, отводимое в переохладителе ПО от хладона после конденсатора

q_по = i₃ — i₄=583−575=8 кДж/кг г) Тепло, подводимое в переохладителе ПО к хладону после испарителя

q_пг = i_1' — i₁=712−704=8 кДж/кг д) Проверяем баланс тепла установки по формуле

q = l_b + q_o +q_пг = q_кд + q_по + q_км=59+129+8=188+8=196 кДж/кг

при отсутствии внешнего охлаждения q_км = 0

где q_кд, q_по, q_км — удельные расходы (отвод) теплоты в конденсаторе, переохладителе, компрессоре на единицу расхода рабочего агента (кДж/кг).

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 V_1'=0,552*0,055=0,0304 м³/с в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель ТНУ по уравнению

Q_исп = G *q_o =0,552 *129=71,2 кВт г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя

Q_по = G q_по=0,552· 8=4,416 кВт Рассчитываем удельный расход энергии на единицу полученного тепла Э_тн ТНУ по уравнению где q = q_о + (l_а/_i);

_эм = электромеханический КПД системы компрессор-приводной электродвигатель.

Рассчитываем электромеханический КПД _эм по уравнению

_эм = _{эд км}=0,92· 0,97=0,892

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

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

Определяем электрическую мощность компрессора для ТНУ

N_э = Э_тн =0,33· 71,2=23,5 кВт где Э_тн = удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;

Q₀ — теплопроизводительность ТНУ, кВт.

Определяем коэффициент трансформации тепла 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

К, А средняя температура верхнего источника тепла равна

К После определения средних температур, определяем удельный расход электрической энергии в цикле по уравнению Полный КПД теплонасосной установки составит по уравнению

4. Исходные данные для расчета компрессора Необходимо произвести тепловой расчет компрессора и подобрать компрессор по данным, полученным ранее.

Таблица 2

Таблица 3 — Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла теплового насоса

5. Расчет рабочих показателей компрессора

5.1 Расчёт компрессора в рабочих условиях

1) Удельная массовая теплопроизводительность:

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.

ДР_ВС и ДР_Н — потери давления (ДР_ВС? 5 кПа; ДР_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 теплопроизводительность в рабочих условиях:

Подберем компрессор по тепопроизводительности ТНУ и теоретической объемной подачи, выбираем компрессор Таблица 4

5.2 Расчёт компрессора в номинальных условиях Рисунок 3 — Цикл ТНУ при номинальных условиях работы компрессора

Таблица 5 — Параметры хладагента в узловых точках цикла теплового насоса при номинальных условиях работы компрессора

Для того, чтобы найти номинальную удельную объемную теплопроизводительность выбранного компрессора и уточнить выбор проводим расчет компрессора в его номинальных условиях: tк = 30 °C, tо = -15°С

1) Удельная массовая теплопроизводительность хладагента в номинальных условиях, кДж/кг:

кДж/кг

2)Удельная объёмная теплопроизводительность в номинальных условиях, кДж/мі:

кДж/мі

3)Коэффициент невидимых потерь — учитывает потери, вызванные теплообменом.

4)Индикаторный коэффициент подачи в номинальных условиях:

5)Коэффициент подачи компрессора в номинальных условиях:

5.3 Подбор серийного компрессора Номинальная теплопроизводительность:

Найденная номинальная теплопроизводительность удовлетворяет характеристикам выбранного компрессора, поэтому окончательно выбираем:

Таблица 6

5.4 Расчет коэффициента преобразования

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

2) Индикаторный коэффициент полезного действия:

в — эмпирический коэффициент.

Для хладоновых машин: в = 0,0025

3) Индикаторная мощность:

4) Мощность трения:

Р_ТР — удельное давление трения

РТР = 19−39 кПа — для непрямоточных машин.

5) Эффективная мощность:

6) Мощность на валу двигателя:

где з_пер = 0,96−0,99 — КПД передачи.

7) Эффективная удельная теплопроизводительность

8) Тепловой поток в конденсаторе:

9) Коэффициент преобразования КОП = е + 1

КОП = 1,51 +1 =2,51

6. Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы компрессора Теоретический рабочий процесс компрессора показан на рис. 2 в виде индикаторной диаграммы, которая представляет собой запись изменяющегося давления в цилиндре по ходу поршня в обе стороны. При движении поршня вправо пар всасывается в цилиндр компрессора по линии 4−1 при постоянном давлении р₀; при обратном движении поршня пар сжимается в процессе 1−2 от начального давления р₀ до конечного р_к, а затем выталкивается по линии 2−3 при постоянном давлении р_к. В теоретическом компрессоре отсутствует мертвое пространство, поэтому линия 3−4 совпадает с осью ординат, т. е. в мертвой точке давление изменяется мгновенно от р_к до р₀. Кроме того, в нем принимается равным нулю гидравлическое сопротивление всасывающих и нагнетательных клапанов, т. е. линии 4−1 и 2−3 совпадают с линиями р₀; р_к = const.

В идеальном компрессоре нет мертвого пространства, трения в движущихся частях; отсутствуют клапаны и, следовательно, потери давления в них; температура всасываемого пара равна температуре стенок цилиндра, а следовательно, нет вредного теплообмена. Давление всасывания постоянно и равно давлению кипения, а постоянное давление нагнетания равно давлению конденсации. Отсутствуют перетечки пара через неплотности.

Действительный рабочий процесс компрессора отличается от теоретического тем, что расширяется пар, оставшийся в мертвом пространстве; существуют гидравлические сопротивления всасывающих и нагнетательных клапанов, теплообмен пара в процессе всасывания, неплотности, а также трение в трущихся частях компрессора. Все эти факторы уменьшают холодопроизводительность компрессора и увеличивают затраты работы, а мертвое пространство и сопротивление клапанов изменяют его индикаторную диаграмму (рис. 2). При наличии мертвого пространства процесс нагнетания сжатых паров заканчивается в точке 3, не лежащей на оси р. В мертвом пространстве остаются сжатые пары, которые при обратном ходе поршня расширяются в процессе 3−4 до давления, несколько меньшего, чем давление в испарителе р₀. Минимальное давление пара в точке 4 характеризует момент открытия всасывающего клапана, затем давление повышается, и происходит процесс всасывания пара 4−1. Когда всасывающий клапан закроется, начинается процесс сжатия пара 1−2 до давления, несколько большего, чем давление в конденсаторе. Максимальное давление в точке 2 характеризует момент открытия нагнетательного клапана и начало процесса нагнетания 2—3.

Рисунок 4 — Индикаторные диаграммы компрессора: а — теоретический рабочий процесс; б — действительный рабочий процесс

7. Подбор серийного компрессора Поршневые компрессоры различаются по следующим признакам:

· типу кривошипно-шатунного механизма — крейцкопфные и бескрейцкопфные;

· направлению движения паров хладагента в цилиндре — прямоточные и непрямоточные;

· числу ступеней сжатия — одно-, двух-и трехступенчатые;

· количеству цилиндров — однои многоцилиндровые (2, 4, 6, 8 и 16);

· расположению осей цилиндров — горизонтальные, U-, W-, UUи звездообразные

· конструкции корпуса компрессора — блок-картерные и блок-цилиндровые;

· характеру охлаждения — с водяным и воздушным охлаждением, и т. д. Наибольшее распространение получили бескрейцкопфные компрессоры.

Таблица 7 Компрессор подбираем по теоретической объемной подаче и номинальной производительности:

Рисунок 5 — Компрессор D8SJ 4500

8. Подбор серийного конденсатора Выбор конденсатора заключается в определении их площади теплопередающей поверхности. Площадь теплопередающей поверхности:

где — тепловой поток в конденсаторе

K=700−1050

— средний логарифмический температурный напор.

Таблица 8

Рисунок 6 — Горизонтальный конденсатор КТР-6

Кожух выполнен из стальной трубы. К одному концу кожуха приварено глухое сферическое донышко, к другому — фланец. К фланцу на шпильках крепится вставная трубная секция конденсатора из медных труб. Трубки с одного конца развальцованы в отверстиях трубной решетки, а с другого соединены попарно калачами. На трубы насажены плоские ребера из оцинкованной стали толщиной 0,5 мм.

К кожуху сверху приварен штуцер для подачи паров фреона в межтрубное пространство, снизу — сборник с патрубком и запорным вентилем для отвода жидкого холодильного агента. Сборник и свободное от труб нижнее пространство внутри кожуха являются ресиверной частью конденсатора. На боковой стенке приварен штуцер для предохранительной пробки. Отверстие пробки залито легкоплавким сплавом (висмут 50%, олово 13,3%, свинец 26,7%, кадмий 10%). При температуре 65…700С сплав пробки расплавляется и освобождает отверстие для выхода фреона (аммиака) наружу, чем и предохраняет конденсатор от разрушения. Трубная решетка закрыта чугунной крышкой с патрубком для входа и выхода воды и перегородками на внутренней стороне, обеспечивающими четырехходовое движение воды по трубам.

Фреон конденсируется в межтрубном пространстве, а охлаждающая вода циркулирует внутри труб змеевика.

9. Подбор серийного испарителя При выборе испарителя определяется его площадь теплопередающей поверхности.

Площадь теплопередающей поверхности:

где — холодопроизводительность холодильной установки, Вт,

O = 8,7 °Ссредний температурный напор.

Таблица 9

Рисунок 7 — Фреоновый кожухотрубчатый испаритель ИТР Фреоновые горизонтальные кожухотрубчатые испарители типа ИТР для охлаждения теплоносителя аналогичны по конструкции аммиачным кожу-хотрубчатым испарителям. Главное отличие фреоновых испарителей заключается в том, что в них применяют медные трубы с накатными наружными ребрами. В холодильных машинах, работающих на фреоне-22, допускается применение гдадкотрубных испарителей.

Испаритель представляет собой горизонтальный цилиндрический кожух с приваренными на концах трубными решетками. В отверстиях трубных решеток развальцованы медные трубы диаметром, по которым протекает рассол, делая в них 6 ходов, что достигается устройством перегородок в крышках. Рассол поступает через нижний патрубок, приваренный к крышке, а выходит через верхний патрубок. Жидкий хладоагент поступает в межтрубное пространство через штуцер, приваренный к нижней части кожуха, образующийся пар отсасывается сверху через сухопарник.

Кожухотрубные испарители более просты в изготовлении, компактнее и дешевле по сравнению с вертикальнотрубными. Они позволяют применять закрытую систему циркуляции теплоносителя, что уменьшает расход соли на пополнение концентрации рассола, ослабляет коррозию труб и сокращает расход энергии на насосы вследствие уменьшения их напора. Недостатком этих испарителей является опасность повреждения труб из-за замерзания в них рассола при случайной остановке рассольного насоса или при недостаточной концентрации рассола.

10. Подбор серийного переохладителя Переохладители подбирают по теплопередающей поверхности:

Таблица 10

Рисунок 8 — Переохладитель ТФ2−32: 1 — змеевик; 2 — корпус; 3 — донышко с фланцем; 4 — штуцер; 5 — гайки накидные; 6 — прокладки; 7 — ниппель, 8 — заглушка; 9 — фланец;

Переохладители применяют в холодильных установках для охлаждения водой жидкого холодильного агента ниже температуры конденсации.

Теплообменник ТФ₂-32. Это змеевиковый фреоновый теплообменник. Обечайка изготовлена из трубы диаметром 108×4 мм, к которой приварены донышки. К донышкам обечайки приварены патрубки с квадратными фланцами, а к медному трубчатому змеевику, расположенному внутри обечайки, — штуцера с ниппельными соединениями. По змеевику движется жидкий фреон, а по межтрубному пространству — газообразный.

1. Кондрашов Н. Г., Лашутина Н. Г. Холодильно компрессорные машины и установки. — 3-е изд. — М. Высш. шк., 1984. — 335 с.

2. Рей Д., Макмайкл Д., Тепловые насосы: пер. с англ. — М.: Энергоиздат, 1982. — 224

3. Малышев В. С. Методические указания к расчетно-графическому заданию. — Мурманск: Мурманский государственный технический университет, 2009. — 38с.

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

5. Харитонов В. П., Пособие для машинистов холодильных установок — М.: Пищевая промышленность, 1977. — 344 с.

6. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г., Холодильные машины и аппараты — М.: Госторгиздат, 1960. — 656 с.