Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки

Курсовой проект

Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки

• 1. Описание объекта

Муниципальное бюджетное учреждение здравоохранения «Городская поликлиника № 4» имеет несколько филиалов в Ленинском округе города Мурманска, один из них расположен в отдельно стоящем здании по адресу ул. Лобова д. 65. До 1997 года здание находилось в ведомстве Министерства обороны РФ. Здание имеет два этажа, отапливаемая площадь составляет 615,5 м², отапливаемый объем — 3693 м³.

Одной из главных систем зданий является система отопления. В связи с чем в данном курсовом проекте в качестве основного рассматриваемого вида тепловой нагрузки примем нагрузку на отопление. Модернизация системы отопления МБУЗ «Городская поликлиника № 4» позволит осуществлять обслуживание больных в лучших условиях и обеспечит достаточный уровень энергоэффективности здания, соответствующий требованиям, предъявляемый к объектам системы здравоохранения РФ.

Строение исследуемого здания состоит из трех секций. Конструкция представлена наружными и внутренними несущими стенами. Фундаменты выполнены из железобетонных блоков. Стены кирпичные оштукатуренные. Толщина наружных стен — 540 мм, внутренних стен — 260 мм. Междуэтажное и надподвальное перекрытия выполнены из железобетонных плит. Внутренние стены отштукатурены и оклеены обоями, частично покрыты плиткой. Местами наблюдаются отпадание штукатурки.

Здание МБУЗ «Городская поликлиника № 4» представлено на рисунке.

Здание МБУЗ «Городская поликлиника № 4»

В здании установлены пластиковые двуслойные окна. В основном использованы трехстворчатые окна, за исключением лестничных клеток, некоторых помещений и двух оконных проемов, прилегающих к крыльцу, где установлены двустворчатые окна. Пример установленного трехстворчатого окна показан на рисунке.

Окно трехстворчатое тепловой переохладитель конденсатор компрессор Двери в кабинеты филенчатые с пластиковым покрытием. На входах в конкретные отделения, например, на входе в рентген-отделение и в клинико-диагностическую лабораторию, установлены пластиковые двери с остеклением. Установленные двери показаны на рисунках.

Дверь пластиковая с остеклением Полы в коридорах и кабинетах покрыты линолеумом, санитарных узлах — плиточные, на лестничных площадках — бетонные. Полы трещин не имеют, целостность линолеума не нарушена. Покрытие пола линолеумом показано на рисунке.

Покрытие пола линолеумом Отопительные приборы скрыты за пластиковыми решетками, в связи с чем доступ к ним затруднен, но при приближении к отопительным приборам температура воздуха ощутимо возрастает. Данное конструктивное решение позволяет повысить уровень безопасности пребывания в здании людей. Тип используемых решеток показан на рисунке.

Решетка для радиаторов отопления Здание оборудовано большим числом вентиляционных систем как приточных, так и вытяжных. Это связано с технологическими процессами. В различных помещениях ведутся работы с применением химических реагентов, вредных веществ, рентгеновского излучения и др. Согласно санитарным нормам и правилам потоки воздуха из многих помещений не должны соприкасаться друг с другом и, тем более, двигаться по одному воздуховоду.

2. Расчет тепловых нагрузок

Рассчитаем нагрузку системы отопления. Для этого определим необходимые параметры.

Расчетная температура внутреннего воздуха

t_int = 20 ^оС Расчетная температура наружного воздуха

t_ext = - 27 ^оС Расчетная температура теплового подвала

t^f_int = 0 ^оС Продолжительность отопительного периода

z_ht = 281 сут Средняя температура наружного воздуха

t^a_v = - 3,2 ^оС Градусо — сутки отопительного периода

D_d = z_ht(t_int — t^a_v)

D_d = 281 (20+3,2) = 6519 ^оС^. сут Площадь стен, включающих окна, входные двери в здание

A_w+F+ed = 984 м²,

Площадь наружных стен

A_w = A_w+F+ed — A_F,

где A_F — площадь окон, м².

Всего в здании 19 окон размером 0,89×1,63 м и 71 окно размером 1,78×1,63 м, таким образом, площадь окон

A_F = 19*1,68*0,89 + 71*1,63*1,78 = 264 м²

A_w = 984 — 264 = 720 м ²

Общая площадь наружных ограждающих конструкций

A_e^sum = 984 + 620 + 620 = 2224 м²

где А_с — площадь покрытия, А_f — площадь перекрытия над подвалом Отапливаемый объем здания

V_h = 3693 м³

Коэффициент остекленности фасадов здания

p = A_F / (A_w + F + ed)

p = 264 / 720 = 0,36

Показатель компактности здания

k_e^des = A_e^sum / V_h

k_e^des = 2224 / 3963 = 0,56

Вычислим сопротивления теплопередаче для стен:

= + + = + + = 1,8 м^{2. 0}С/ Вт,

где — внутренний коэффициент теплоотдачи ограждающих конструкций;

внешний коэффициент теплоотдачи ограждающих конструкций;

— толщина стены (из плана здания);

— коэффициент теплопроводности кирпичной кладки.

для покрытий:

= +? + = + + + = 2,1 м^{2. 0}С/ Вт

(покрытие состоит из железобетонного блока, утепленного стекловатой, слоем 0,05 м) для окон:

R^r_F = 0,7 м^{2. 0}С / Вт

Приведенный трансмиссионный коэффициент теплопередачи здания:

где — коэффициент, учитывающий дополнительные теплопотери, связанные с ориентаций ограждений по сторонам горизонта, с ограждениями угловых помещений, с поступление холодного воздуха через входы в здание: для многосекционных и других протяженных зданий = 1,13;

_{n — коэффициент, принимаемый в зависимости от положения наружной поверхности ограждающей конструкции по отношению к наружному воздуху n = 0,9 для перекрытий над холодными подвалами, сообщающимися с наружным воздухом; перекрытий чердачных с кровлей из рулонных материалов в северной строительно — климатической зоне.}

К ^tr_m= 1,13^. (720 / 1,8 + 264 / 0,7 + 0,9. 620 / 2,1 + 0,9. 620 / 2,1) / 2224 =

_{= 0,48 Вт / м². ⁰С}

Сопротивление воздухопроницанию ограждающих конструкций

R_inf = ?p / G_n,

где ?p — разность давлений воздуха на наружной и внутренней поверхностях ограждающих конструкций, Па;

G_n — нормируемая воздухопроницаемость ограждающих конструкций, кг/(м²· ч).

Разность давлений воздуха на наружной и внутренней поверхностях ограждающих конструкций, Па, следует определять по формуле:

где — высота здания (от уровня пола первого этажа до верха вытяжной шахты), м;

 — удельный вес соответственно наружного и внутреннего воздуха, Н/м, определяемый по формуле:

г_ext = 3463/(273 + t_ext) = 3463/246 = 14,08

г_int = 3463/(273 + t_int) = 3463/293 = 11,82

н = 7,5 м/с — максимальная из средних скоростей ветра по румбам за январь, повторяемость которых составляет 16% и более

?p = 0,55. 6,35^. (14,08 — 11,82) + 0,03^. 14,08^. 7,5² = 31,65 Па Воздухопроницаемость G_n согласно СНиП 23−02−2003 для наружных стен, покрытий и перекрытий жилых, общественных, административных и бытовых зданий и помещений 0,5 кг/(м· ч); для окон жилых, общественных и бытовых зданий и помещений в пластмассовых или алюминиевых переплетах 5,0 кг/(м· ч); для входных дверей в жилые, общественные и бытовые здания 7,0 кг/(м· ч).

Таким образом, для стен, покрытий и перекрытий:

R_inf = 31,65 / 0,5 = 63,3 м· ч·Па/кг;

для входных дверей:

R_inf = 31,65 / 7,0 = 4,52 м· ч·Па/кг Сопротивление воздухопроницанию окон согласно СНиП 23−02−2003 определим по формуле:

R_inf = (1/ G_n)^. (?p / ?p₀)^2/3,

R_inf = (1 / 5). (31,65 /10)^2/3 = 0,43 м· ч·Па/кг где? p₀ = 10 Па — разность давлений воздуха на наружной и внутренней поверхностях свето-прозрачных ограждающих конструкций.

_{Требуемая кратность воздухообмена:}

_{na = [5. 620. 60/168 + 0,5^. 0,85^. 3963^. 0,7/(168^. 1,25)/(0,85. 3963) = 0,33 1/ч,}

_{где Lv — количество приточного воздуха в здание при неорганизованном притоке либо нормируемое значение при механической вентиляции, м³/ч, равное для учреждений здравоохранения и образования 5 Ar;}

_{Ar — расчетная площадь, м²;}

n_v — число часов работы механической вентиляции в течение недели;

168 — число часов в неделе;

_{V — коэффициент, учитывающий долю внутренних ограждающих конструкций в отапливаемом объеме здания, принимаемый равным 0,85;}

_{Vh — отапливаемый объем здания, м³;}

количество инфильтрующегося воздуха в здание через неплотности светопрозрачных конструкций и дверей; допускается принимать для общественных зданий 0,5v Vh, кг/ч;

_{k — коэффициент учета влияния встречного теплового потока в светопрозрачных конструкциях, равный 0,7;}

_{ninf — число часов учета инфильтрации в течение недели, ч, равное 168 для зданий с сбалансированной приточно-вытяжной вентиляцией;}

— средняя плотность приточного воздуха за отопительный период, кг/м³_, = 353 / (273 + 0,5^. (20 — 3,2)) = 1,25 кг/м³

_{Приведенный инфильтрационный (условный) коэффициент теплопередачи здания, определяется по формуле:}

_{Km^inf = 0,28. 1^.0,25^. 0,85^. 3963^. 1,25^. 0,7 / 2224 = 0,09 Вт / м^{2 0}С,}

_{где с — удельная теплоемкость воздуха, равная 1 кДж/(кг⁰С);}

_{nа — средняя кратность воздухообмена здания за отопительный период;}

_{v — коэффициент снижения объема воздуха в здании, учитывающий наличие внутренних ограждающих конструкций. При отсутствии данных принимать v равным 0,85;}

— средняя плотность наружного воздуха за отопительный период, кг/м³;

_{k — коэффициент учета влияния встречного теплового потока в конструкциях, равный 0,7.}

_{Общий коэффициент теплопередачи здания Кт, , определяется по формуле:}

_{Km = 0,48 + 0,09 = 0,57 Вт/м^{2 0}С}

_{Общие теплопотери через ограждающую оболочку здания за отопительный период Qh, МДж, определяются по формуле:}

_{Qh = 0,0864*0,57*6519*2224 = 708 431,9 МДж}

_{Общие теплопотери через ограждающую оболочку здания за отопительный период Qh, кВт•ч, отнесенные к 1 м²:}

_{Удельные тепловые тепловыделения qint, Вт/м², следует устанавливать, исходя из расчетного удельного электрои газопотребления здания, но не менее 10 Вт/м²}

_{Бытовые теплопоступления в здание за отопительный период Qint, МДж, определяется по формуле:}

Q_int= 0, 0864.10^.281^. 620 = 150 526,1 МДж

_{Потребность в тепловой энергии на отопление здания за отопительный период , МДж, определяется по формуле:}

_{Q ^yh = (708 431,9 — 150 526,1*0,8*0,5) 1,13 = 732 416,5 МДж = 174,9 Гкал}

_{где — коэффициент, учитывающий способность ограждающих конструкций помещений зданий аккумулировать или отдавать тепло, рекомендуемое значение равно 0,8;}

_{h — коэффициент, учитывающий дополнительное теплопотребление системы отопления, связанное с дискретностью номинального теплового потока, номенклатурного ряда отопительных приборов и их дополнительными теплопотерями через радиаторные участки ограждений, теплопотерями трубопроводов, проходящих через неотапливаемые помещения: для многосекционных и других зданий принимать равным 1,13.}

_{ж — коэффициент эффективности авторегулирования подачи теплоты в системах отопления}

_{Удельный расход тепловой энергии на отопление здания:}

_{q^desh = Q^yh. 10³ / Vh^. Dd}

_{q^desh = 732 416,5. 10³ / 3963. 6519 = 28,35 кДж/м^{3 0}С сут}

_{Определим нагрузку ГВС.}

Норма расхода горячей воды потребителем принимается по СНиП 2.04.01−85 для поликлиник из расчета на 1 больного за средние сутки:

q_гв = 5,2 л = 0,0052 м³

Тогда за год массовый расход на 200 человек составит:

M = 1000 * 0,0052 * 365 * 200 = 379 600 кг Найдем расход тепловой энергии на подогрев горячей воды до нормируемого значения за год.

По СНиП 2.04.01−85 температуру горячей воды в местах водоразбора следует предусматривать не ниже 60 °C и не выше 75 °C; температуру холодной воды при отсутствии данных следует принимать равной 5 °C. Минимально необходимая тепловая энергия составит:

Q_гв = с_в^. (60−5). М

Q_гв = 4,18= 87 270,04 МДж = 20,9 Гкал

_{Определим суммарное теплопотребление здания.}

Общая годовая затрата тепловой энергии на обеспечение здания:

Q_общ=Q^y_h + Q_гв

Q_общ = 174,9 + 20,9 = 195,8 Гкал = 819 775,44 МДж Удельная тепловая характеристика здания:

q₀ = (Q_гв + Q^y_h) / V_h. (t_int — t_ext)

q₀ = (819 775,44 / (365. 24. 3600)) / 3963. (20 + 27) = 0,139 Вт/(м^{3. 0}С) Суммарный удельный годовой расход тепловой энергии:

D = (Q_общ / A_r) / 3,6

D = (819 775,44 /615,5) / 3,6 = 369,97 кВт. ч/м²

3. Анализ полученных данных

Состояние всех наружных и внутренних ограждений не имеет существенных признаков износа, следовательно, теплопотери здания, связанные со старением ограждений в процессе эксплуатации, в данном случае минимальны.

Согласно СНиП 23 — 02 — 2003 зданию должен быть присвоен класс энергетической эффективности «D» (низкий), так как рассчитанное значение удельного расхода тепловой энергии на отопление 330 кВт•ч/м² отличается от нормируемого, равного для трехэтажных зданий поликлиник, лечебных учреждений и домов-интернатов 245 кВт•ч/м² на 34%.

Условимся считать, что поликлинике присвоен класс энергетической эффективности «С» (нормальный), при этом суммарный удельный годовой расход тепловой энергии будем принимать равным 85% от рассчитанного:

D=0,85*369,97=314,47 кВт•ч/м²

4. Исходные данные для расчета ТНУ

Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки (ТНУ) по исходным данным.

1. Теплопроизводительность (расчетная) Q_ТН.

Примем теплопроизводительность Q_ТН равной 60% от максимальной тепловой нагрузки:

Q_тн =0,6* Q_общ/(3600*24*365)=0,6*819 775,44*1000/(3600*24*365)=15,6 кВт

2. В качестве источника низкопотенциального тепла используется морская 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 t_к1, на выходе из конденсатора t_к2.

Таблица 1 — Исходные данные для расчета ТНУ

5. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ

Принципиальная схема расчетной теплонасосной установки Км — компрессор 1,

И — испаритель 5,

Кд — конденсатор 2,

ПО — переохладитель 3,

ТНС — теплоноситель, горячее водоснабжение;

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).

Принимаем t_и = 7 С

t₀ = t_и2 -t_и =3−7=-4 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 = 51+4=55 С.

Рисунок 8 — 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 Таблица 2 — 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' — i₁=743−702,9=40,1 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=0,82+0,0025 · (-4)=0,81

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;

в — эмпирический коэффициент, для фреоновых компрессоров в =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=702,9−559=143,9 кДж/кг б) Тепло, отводимое к теплоносителю в конденсаторе

q_кд = i₂ — i₃=752,4−570=182,4 кДж/кг

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

q_по = i₃ — i₄=570−559=11 кДж/кг г) Проверяем баланс тепла установки по формуле

q = l_b + q_o = q_кд + q_по + q_км=49,5+143,9=182,4+11=193,4 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 V₁=0,081 · 0,053=0,0043 м³/с в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель ТНУ по уравнению

Q_исп = G *q_o =0,081 *143,9=11,66 кВт г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя

Q_по = G*q_по=0,081· 11=0,89 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=0,89

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 Q_тн=0,29· 15,6=4,52 кВт где Э_тн — удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;

Q_тн — теплопроизводительность ТНУ, кВт.

Определяем коэффициент трансформации тепла по уравнению Ввиду 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

6. Исходные данные для расчета компрессора

Необходимо произвести тепловой расчет компрессора и подобрать компрессор по данным, полученным ранее.

Таблица 3 — Исходные данные для расчета компрессора

Таблица 4 — Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла теплового насоса

7. Расчет рабочих показателей компрессора

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.

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.

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 холодопроизводительность в рабочих условиях:

Подберем предварительно компрессор по тепопроизводительности ТНУ и теоретической объемной подаче.

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.

Пользуясь справочником по холодильным компрессорам выбираем компрессор 4ПБ14−2-02.

Таблица 5 — Паспортные данные компрессора 4ПБ14−2-02

Компрессор 4ПБ14−2-02 является одним из основных элементов холодильной установки и служит для осуществления непрерывного холодильного цикла за счет постоянного отсасывания паров холодильного агента из испарителя и сжатия их до давления конденсации. Предназначен для работы в составе автоматизированных стационарных и транспортных холодильных установок и кондиционеров.

Технические характеристики компрессора 4ПБ14−2-02:

1. Тип компрессора — холодильный, поршневой, непрямоточный, одноступенчатый, бессальниковый (полугерметичный) со встроенным электродвигателем, V-образный.

2. Холодопроизводительность и потребляемая мощность указаны на режиме:

— температура кипения — минус 15 °C;

— температура конденсации — 30 °C;

3. Диаметр цилиндра — 67,5 мм

4. Ход поршня — 50 мм

5. Число цилиндров — 4

6. Род тока — переменный

7. Напряжение питающей сети, В — 220/380

8. Частота тока, Гц — 50

9. Описываемый поршнями объем, м3/ч — 41,4

10. Холодильный агент — R-22

11. Марка применяемого масла — ХФ22с-16

12. Количество заправленного масла, кг — 5,5 ± 5%

13. Диапазон работы по температуре кипения — от минус 40 °C до 5 °C, температура конденсации — до 60 °C.

14. Диапазон работы компрессора по температуре окружающего воздуха — от 5 °C до 42 °C.

Рисунок 10 — Компрессор 4ПБ14−2-02

Рассчитаем компрессор в номинальных условиях Рисунок 11 — Цикл ТНУ при номинальных условиях работы компрессора

Таблица 6 — 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

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

кДж/кг

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

кДж/мі

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

12) Индикаторный коэффициент подачи в номинальных условиях:

13) Коэффициент подачи компрессора в номинальных условиях:

Проверим правильность подбора серийного компрессора Номинальная теплопроизводительность:

Найденная номинальная теплопроизводительность удовлетворяет характеристикам выбранного компрессора, поэтому окончательно принимаем в качестве используемого компрессора компрессор 4ПБ14−2-02, выбранный ранее.

Произведем расчет коэффициента преобразования

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

15) Индикаторный коэффициент полезного действия:

в — эмпирический коэффициент.

Для хладоновых машин: в = 0,0025

16) Индикаторная мощность:

17) Мощность трения:

Р_ТР — удельное давление трения Р_ТР = 49−69 кПа — для хладоновых прямоточных

18) Эффективная мощность:

19) Мощность на валу двигателя:

где з_пер = 0,96−0,99 — КПД передачи.

20) Эффективная удельная теплопроизводительность (холодильный коэффициент):

21) Тепловой поток в конденсаторе:

22) Коэффициент преобразования КОП = е + 1

КОП = 2,27 +1 =3,27

8. Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы компрессора

тепловой переохладитель конденсатор компрессор

Теоретический рабочий процесс компрессора показан на рисунке 11 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 (рисунок 11). 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 12 — Индикаторные диаграммы компрессора: а — теоретический рабочий процесс; б — действительный рабочий процесс

9. 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.

Рисунок 13 — Горизонтальный кожухозмеевиковый конденсатор КТР-4

1 — фланец; 2 — трубки; 3 — сборник хладагента; 4 — обечайка; 5 — опорная площадка; 6 — вентиль; 7 — лапа Конденсаторы водяного охлаждения применяют в холодильных установках, к которым применяют повышенные требования в отношении бесшумности. По сравнению с конденсаторами воздушного охлаждения они более компактные, легкие и менее шумные, так как не имеют вентилятора.

Кожух кожухозмеевикового конденсатора КТР-4 выполнен из стальной трубы. Змеевик состоит из 14 медных трубок с накатанными трапециевидными ребрами. Наружный диаметр ребер 21 мм, шаг 3,5 мм. Концы трубок развальцованы в трубной доске. Крышка конденсатора чугунная Наружная площадь поверхности трубок с ребрами 4 м². В нижней части кожуха установлен сборник хладагента, к которому приварены заборная трубка и вентиль.

10. Подбор серийного испарителя

При выборе испарителя определяется его площадь теплопередающей поверхности.

Площадь теплопередающей поверхности:

где

— холодопроизводительность теплонасосной установки, Вт,

O = 9,7°С — среднелогарифмический температурный напор.

Рисунок 14 — Фреоновый ребристотрубный испаритель ИРТ — 3,55

Испарители типа ИРТ используют в торговом холодильном оборудовании. Различают три вида оребренных труб: пластинчатые ребра, насаженные на трубы; ребра, навитые на ленты; ребра, накатанные на поверхности труб. Оребрение позволяет уменьшить массу и размеры испарителя. В испарителлях, температура кипения хладагента в которых ниже 0 °C, шаг ребер составляет 8−15 мм, при температуре кипения выше 0 °C — 2−4 мм.

Ребристотрубные испарители состоят из труб, ребер охлаждения, калачей, соединительных пластин, штуцеров, накидных гаек, заглушек. В испарителях применяют медные трубы диаметром 12, 16, 18 и 20 мм, толщиной 1 мм.

11. Подбор серийного переохладителя

Переохладители подбирают по теплопередающей поверхности:

Рисунок 15 — 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. Корпус его изготовляют из стальной трубы диаметром 108×4 мм, к которой приварены донышки. Внутри обечайки размещены трубчатые змеевики, соединенные параллельно. К донышкам обечайки приварены патрубки с квадратными фланцами, а к медному змеевикам — штуцера с ниппельными соединениями. По змеевику движется жидкий фреон, а по межтрубному пространству — газообразный.

1. СНиП 23−02−2003 Тепловая защита зданий. Госстрой России, 2003.

2. СНиП 23−03−2003 Защита от шума. Госстрой России, 2003.

3. СНиП 2.04.01−85 Внутренний водпровод и канализация зданий. Госстрой СССР, 1985. Переиздание 1996.

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

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

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

7. Петров Ю. С. Судовые холодильные машины. — Л.: Судостроение. 1991. — 400 с.

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

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

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

11. Холодильные компрессоры: справочник. — М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. — 280 с.