Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Физика


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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

tint = 20 оС

Расчетная температура наружного воздуха

text = - 27 оС

Расчетная температура теплового подвала

tfint = 0 оС

Продолжительность отопительного периода

zht = 281 сут

Средняя температура наружного воздуха

tav = - 3,2 оС

Градусо — сутки отопительного периода

Dd = zht(tint — tav)

Dd = 281 (20+3,2) = 6519 оС. сут

Площадь стен, включающих окна, входные двери в здание

Aw+F+ed = 984 м2,

Площадь наружных стен

Aw = Aw+F+ed — AF,

где AF — 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

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

Aw = 984 — 264 = 720 м 2

Общая площадь наружных ограждающих конструкций

,

Aesum = 984 + 620 + 620 = 2224 м2

где Ас — площадь покрытия, Аf — площадь перекрытия над подвалом

Отапливаемый объем здания

Vh = 3693 м3

Коэффициент остекленности фасадов здания

p = AF / (Aw + F + ed)

p = 264 / 720 = 0,36

Показатель компактности здания

kedes = Aesum / Vh

kedes = 2224 / 3963 = 0,56

Вычислим сопротивления теплопередаче

для стен:

= + + = + + = 1,8 м2. 0С/ 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 м2. 0С/ Вт

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

для окон:

RrF = 0,7 м2. 0С / 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 trm= 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

Rinf = ?p / Gn,

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

Gn — 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:

,

гext = 3463/(273 + text) = 3463/246 = 14,08

гint = 3463/(273 + tint) = 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 Gn согласно СНиП 23−02−2003 [1] 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:

Rinf = 31,65 / 0,5 = 63,3 м·ч·Па/кг;

для входных дверей:

Rinf = 31,65 / 7,0 = 4,52 м·ч·Па/кг

Сопротивление воздухопроницанию окон согласно СНиП 23−02−2003 [2] определим по формуле:

Rinf = (1/ Gn). (?p / ?p0)2/3,

Rinf = (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;

nv — 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:

Kminf = 0,28. 1. 0,25. 0,85. 3963. 1,25. 0,7 / 2224 = 0,09 Вт / м2 0С,

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/м2 0С

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 электро- и газопотребления здания, но не менее 10 Вт/м2

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

Qint= 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:

qdesh = Qyh. 103 / Vh. Dd

qdesh = 732 416,5. 103 / 3963. 6519 = 28,35 кДж/м3 0С сут

Определим нагрузку ГВС.

Норма расхода горячей воды потребителем принимается по СНиП 2. 04. 01−85 [3] для поликлиник из расчета на 1 больного за средние сутки:

qгв = 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:

Qгв = св. (60−5). М

Qгв = 4,18= 87 270,04 МДж = 20,9 Гкал

Определим суммарное теплопотребление здания.

Общая годовая затрата тепловой энергии на обеспечение здания:

Qобщ=Qyh + Qгв

Qобщ = 174,9 + 20,9 = 195,8 Гкал = 819 775,44 МДж

Удельная тепловая характеристика здания:

q0 = (Qгв + Qyh) / Vh. (tint — text)

q0 = (819 775,44 / (365. 24. 3600)) / 3963. (20 + 27) = 0,139 Вт/(м3. 0С)

Суммарный удельный годовой расход тепловой энергии:

D = (Qобщ / Ar) / 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) QТН.

Примем теплопроизводительность QТН равной 60% от максимальной тепловой нагрузки:

Qтн =0,6* Qобщ/(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 tи1,°С; температура воды на выходе из испарителя — tи2,°С.

3. В качестве теплоносителя в системе горячего водоснабжения или теплоснабжения используется пресная вода, температура которой на входе в конденсатор tк1, на выходе из конденсатора tк2.

Таблица 1 — Исходные данные для расчета ТНУ

Теплопроизводительность QТН, кВт

Температура НПИ,

tИ, 0С

Температура НПИ в ИС, t'И, 0С

Температура НПИ из ИС, t"И, 0С

Температура воды в конденсатор, t'К, 0С

Температура воды из конденсатора, t «К, 0С

Рабочий агент (марка)

15,6

+9

+9

+3

+41

+51

R-22

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 tи = 7 С

t0 = tи2 -tи =3−7=-4 С.

tи2 — температура воды на выходе из испарителя.

Температура конденсации tк напротив, должна быть на 4−6 градусов выше температуры теплоносителя, уходящего из конденсатора. В расчете обычно принимают конечную разность температур в конденсаторе равной tк = 4 С

tк = tк2+ tк = 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, qо — тепло, отбираемое от низкопотенциального источника. qк — тепло, отдаваемое теплоносителю системы отопления в конденсаторе, qпо — тепло, отдаваемое теплоносителю в переохладителе ПО

Таблица 2 — Параметры хладагента в узловых точках цикла теплового насоса

№ узловые точки

Температура в точке, С

Давление в точке, МПа

Энтальпия хладона i, (кДж/кг)

Уд. объем V, (м3/кг)

1

-4

0,44

702,9

0,053

2

88

2,17

752,4

0,013

2'

80

2,17

743

0,012

3

55

2,17

570

0,0009

4

47

2,17

559

5

-4

0,44

559

0,017

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.

la = i2' — 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 lb — 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 qo согласно схеме цикла.

qo = i1 — i5=702,9−559=143,9 кДж/кг

б) Тепло, отводимое к теплоносителю в конденсаторе

qкд = i2 — i3=752,4−570=182,4 кДж/кг

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

qпо = i3 — i4=570−559=11 кДж/кг

г) Проверяем баланс тепла установки по формуле

q = lb + qo = qкд + qпо + qкм=49,5+143,9=182,4+11=193,4 кДж/кг

при отсутствии внешнего охлаждения qкм = 0

где qкд, qпо, qкм — 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

Vкм = G V1=0,081 ·0,053=0,0043 м3

в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель ТНУ по уравнению

Qисп = G *qo =0,081 *143,9=11,66 кВт

г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя

Qпо = G*qпо=0,081·11=0,89 кВт

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

где q = qо + (lа/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

Nэ = Этн Qтн=0,29·15,6=4,52 кВт

где Этн — удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;

Qтн — теплопроизводительность ТНУ, кВт.

Определяем коэффициент трансформации тепла по уравнению

Ввиду того, что разность температур (tн1 — tн2) и (tв1 — tв2) невелики, а температуры низкого источника тепла tн и высокого близки к температуре окружающей среды tос, 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

Теплопроизво-

дительность, Qтн, кВт

Температура НПИ,

tИ, 0С

Температура НПИ в ИС, t'И, 0С

Температура НПИ из ИС, t"И, 0С

Температура воды в конденсатор, t'К, 0С

Температура воды из конденсатора, t «К, 0С

Рабочий агент (марка)

15,6

+9

+9

+3

+41

+51

R-22

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

№ узловые точки

Температура в точке, С

Давление в точке, МПа

Энтальпия хладона i, (кДж/кг)

Уд. объем паров V, (м3/кг)

1

-4

0,44

702,9

0,053

2

88

2,17

752,4

0,013

2'

80

2,17

743

0,012

3

55

2,17

570

0,0009

4

47

2,17

559

5

-4

0,44

559

0,017

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 РК определяются по точкам.

ДРВС и ДРН — потери давления (ДРВС? 5 кПа; ДРН? 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:

VД — 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 — одно- и многоцилиндровые (2, 4, 6, 8 и 16);

· расположению осей цилиндров — горизонтальные, U-, W-, UU- и 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 [11] выбираем компрессор 4ПБ14−2-02.

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

Марка компрессора

Хладагент

Расположение цилиндров

Число цилиндров

Диаметр цилиндра, мм

Ход поршня, мм

Частота вращения, с-1

Теоретическая объемная подача, м3

Номинальная теплопроизводительность, кВт

Эффективная мощность, кВт

Габаритные размеры, мм

Масса, кг

Диаметр патрубков Dу. вс/Dу. н

длина

ширина

высота

4 ПБ 14−2-02

R22

V

4

67,5

50

16

0,011

16,04

6,4

710

540

510

220

32/25

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

№ узловые точки

Температура в точке, С

Давление в точке, МПа

Энтальпия хладона i, (кДж/кг)

Уд. объем паров V, (м3/кг)

1

-15

0,3

695

0,08

2

61

0,3

740,7

0,024

2'

54

1,2

732

0,023

3

30

1,2

536

0,85

4

22

1,2

527

5

-15

0,3

527

0,017

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:

РТР — удельное давление трения

РТР = 49−69 кПа — для хладоновых прямоточных

18) Эффективная мощность:

19) Мощность на валу двигателя:

,

где зпер = 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 рк, а затем выталкивается по линии 2−3 при постоянном давлении рк. В теоретическом компрессоре отсутствует мертвое пространство, поэтому линия 3−4 совпадает с осью ординат, т. е. в мертвой точке давление изменяется мгновенно от рк 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; рк = 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.

Конденсатор

Действительная площадь наружной поверхности теплообмена, м2

Длина труб l, м

Диаметр обечайки D, мм

Число труб, п

Число ходов, z

KTP-4

4,8

1,0

194

23

4; 2

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.

Испаритель

Площадь наружной поверхности, м2

Размеры, мм

Присоединительные размеры, мм

Количество

Шаг ребер, мм

Масса, кг

L

L1

B

H

на входе

на выходе

труб

секций

ИРТ — 3,55−13

3,55

1665

1500

100

175

M16×1,5

M18×1,5

4

1

15,8

5,23

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:

Марка

Поверхность охлаждения, м2

Условные проходы патрубков, мм

Масса, кг

Габаритные размеры, мм

жидкого

газообразного

ТФ2-32

0,3

10

32

15,5

615×240×180

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.

Список литературы

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.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой