Обоснование методики расчёта теплонасосной установки для системы тепло-и хладоснабжения животноводческих и бытовых помещений

Тип работы:
Реферат
Предмет:
Общие и комплексные проблемы естественных и точных наук


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Обоснование методики расчёта теплонасосной установки для системы тепло- и хладоснабжения животноводческих и бытовых помещений

В. Г. Кушнир, д.т.н., профессор, И. В. Кошкин, к.т.н., Л. А. Азизова, магистрант, Костанайский ГУ- А.П. Козлов-цев, к.т.н., ФГБОУ В О Оренбургский ГАУ- А. С. Кушнир, инженер, Санкт-Петербургский НиУ ИТМО

На сегодняшний день рациональное использование топливно-энергетических ресурсов представляет собой одну из актуальных проблем. Одним из перспективных путей решения этой проблемы является применение новых энергосберегающих технологий, основанных на использовании нетрадиционных источников энергии.

Тепло- и хладоснабжение с помощью тепловых насосов относится к области энергосберегающих экологически чистых технологий и получает всё большее распространение в мире. Тепловой насос — это устройство, используемое для обогрева и охлаждения. Работает Т Н по принципу переда-

чи тепловой энергии от холодной среды к более тёплой, в то время как естественным путём тепло перетекает из тёплой области в холодную [1].

Материал и методы исследования. Для перевода работы теплового насоса в режим хладоснабжения четырёхходовой клапан компрессора переключается из одного крайнего положения в другое, в результате меняет направление поток фреона (рис. 1). Компрессор и дроссель продолжают работать в том же режиме, что и при отоплении здания. После смены направления движения процесс испарения в теплообменнике испарителя меняется на конденсацию, а процесс конденсации в теплообменнике конденсатора меняется на испарение. В итоге вода, которая циркулирует в контуре холодоснабжения, охлаждается и затем поступает на кондиционирование воздуха, а нагретый фреон отдаёт теплоту этиленгликолю, циркулирующему в первичном

Рис. 1 — Принципиальная схема перевода теплового насоса в режим хладоснабжения:

1 — наружный теплообменник- 2 — направление движения хладагента при охлаждении помещения- 3 — направление движения хладагента при отапливании помещения- 4 — четырёхходовой кран-переключатель- 5 — внутренний теплообменник- 6 — регулирующий вентиль- 7 — компрессор

контуре. Этиленгликоль отдаёт теплоту грунту, в результате чего происходит рассеивание тепловой энергии в грунте [1].

Представляем методику расчёта теплового насоса для системы теплоснабжения и системы хладоснабжения с условной нагрузкой 100 кВт с учётом условий климата Северного Казахстана. Исходными данными являются:

Qp = 100 кВт — теплопроизводительность системы тепло- и хладоснабжения при расчётной температуре наружного воздуха-

tucm = 8 °C — температура источника теплоты низкого потенциала-

Ср = 70 °C — температура прямой воды в теплосети при расчётной температуре наружного воздуха-

t°°p = 40 °C — температура обратной воды в теплосети при расчётной температуре наружного воздуха-

tH = -20°С — расчётная температура наруж-

ного воздуха-

tn — температура воздуха в помещении.

В таблице 1 показана продолжительность отопительного сезона и сезона летнего кондиционирования для климатической зоны Северного Казахстана Костанайской области в зависимости от температур наружного воздуха.

Общая продолжительность отопительного сезона составляет 4440 час., а сезона летнего кондиционирования — 1992 час.

Расход теплоты на отопление связан с температурой наружного воздуха зависимостью:

расходу теплоты при расчётной температуре наружного воздуха [2].

Масса воды, циркулирующей в системе отопления, определяется расчётной теплопроизводительностью и разностью температур воды в системе при расчётной температуре наружного воздуха [2]:

о: =

Qp

c (?к -t°бр)

:p l: p /

(3)

¦?© V: p: p

Теплопроводность теплового насоса определяется по формуле:

QTH = G (c)c© (?(c) — t°°6p), (4)

где t (c)K — температура воды, выходящей из конденсатора теплового насоса, °С- сга — теплоёмкость воды.

Для определения температуры воды после конденсатора теплового насоса ?© используется выражение:

tк =? — ?-?

°бр

т i

е

(5)

где т = ккFk KG^c (c)) —Fk = qTH /0к — интенсивность теплопередачи в конденсаторе при максимальной теплопроизводительности, Вт/К (в расчёте принята неизменной) [2].

При температурах наружного воздуха более высоких по сравнению с той, при которой теплопроизводительность теплового насоса является максимальной, нет необходимости поддерживать температуру конденсации высокой. Температура конденсации определяется по выражению [2]:

QT = Qp

tn t н.в. t П — t н.в. р.

(1)

где QTp — расчётная теплопроизводительность системы, МВт-

tn — температура воздуха в помещении, °С- tH. в. — температура наружного воздуха, °С. Температуру прямой и обратной воды определяют по уравнениям:

t (c)p = t п + At Q08 + Q 0'-/2 t°°6p = tп +AtQ0 8 — Q0'- /2

(2)

t np + t °бР A ,/ *(c)p '- l (c)p

где At =------------

— tn- 0'- = t (c)p -1

© p

°6p. & quot-(c)p '

Q = Q / Qp = (tn — tн.в.) /(tn — tн.в.p.) — отно-

шение расхода теплоты при выбранной температуре наружного воздуха к максимальному

t

к

emtnp -1°6p

т i

е

(6)

Максимальная производительность системы пикового подогрева вычисляется по уравнению:

Qn = G (c)c (c)(tnp -1(c)) = QT — QtH. (7)

Эффективная мощность компрессоров Ne определяется по условиям термодинамического цикла. Результаты расчёта, выполненного по изложенной методике, сведены в таблицу 2.

Результаты исследования. На основании полученных данных был построен график изменения теплопроизводительности системы отопления в зависимости от температуры наружного воздуха (рис. 2).

На основании данных о продолжительности отопительного сезона, представленных в таблице 1

1. Продолжительность отопительного сезона и летнего кондиционирования

Отопительный сезон

t,

1
-??
Хо
1
1
-30---25 -24,9----20 -19,9---15 О -9,9---5 -4,9---0 0,1---5 5,1---10
270 437 348 469 726 600 1200 390
Летнее кондиционирование

t".e., °С 25---30 30---35
т, ч 1248 744
2. Результаты расчёта теплового насоса в режиме отопительной нагрузки

Величина Температура наружного воздуха tнвв °С
-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10
QT, кВт 125 112 100 87,5 75 62,5 50 37,5 25
QTH, кВт 63,8 57,3 53,9 52,59 54,74 51,6 50 37,5 25
t пр ОС
5 '-?? 80,6 75,33 70 64,6 59,05 53,4 47,6 41,5 35,2
1. обр ос
5 43,1 41,58 40 38,3 36,55 34,6 32,6 30,3 27,7
tК ОС 62,4 58,9 56,3 34,2 53,1 50,2 47,6 41,5 35,2
Gк, кг/с 0,79
ю 5
tK, °С 43 41 40 40 40 37,2 35 33,2 30,4
0к, °с 2,8 3,2 4 6 7 8 7,5 5,6 3,2
крк, Вт/К 7820
Qn, кВт 61,2 54,7 46,1 34,9 20,26 10,9 0 0 0
Gи, кг/с 7,3
ю 5
kuFu, Вт/К 9400
Ne, кВт 8,7 9,9 11,2 19 26,5 20,8 11,4 6,7 4,4
Рис. 2 — График изменения теплопроизводительности системы отопления

и на рисунке 2, был построен график зависимости теплопроизводительности системы отопления от продолжительности сезонной нагрузки (рис. 3).

Годовой расход энергии компрессорами теплового насоса, работающего на теплоснабжение, определяется с учётом продолжительности постоянства температур наружного воздуха путём суммирования соответствующих произведений [2]:

WK0Mnp =Necpi т = 270(8.7 + 9. 9)/2+

+ 437(9.9 +11. 2)/2 + 348(11.2 +19)/2 +

+ 469(19 + 26. 5)/2 + 726(26.5 + 20. 8)/2 +

+ 600(20.8 +11. 4)/2 +1200(11.4 + 6. 7/2 +

+ 390(6.7 + 4. 4)/2=62 900 кВт-ч.

Мощность насосов (циркуляционного и на испаритель) будет составлять, кВт:

NmpK = GKm кН/р = 0,79−0,49/0,7 = 0,5-

NUcnap = G" иН/р = 7,3−0,15/0,7 = 1,6- расход энергии насосами за отопительный сезон: WHac= 2Nmc т = (0,5 + 1,6)4440 = 9324 кВт-ч.

Общее количество теплоты, отпускаемой потребителю системой теплоснабжения за отопи -тельный сезон, и доля теплоты, приходящейся на тепловой насос и систему пикового подогрева, определяются с учётом их производительности и продолжительности постоянства температур наружного воздуха [2], МДж:

QTH = 2QT Ti =218 110 кВт-ч = 785 196- Q0d = 2Qt& quot- т =79 332 кВт-ч = 285 595- QL = QTH + QL = 297 442 кВт-ч= 1 070 791.

В режиме летнего кондиционирования воздуха тепловой насос работает как холодильная машина по обычному регенеративному холодильному циклу [3, 4].

Максимальная холодопроизводительность Qop при расчётном режиме составляет:

t — t

Т н.в. р. 1п. л

л?? р зимн, зимн

п н.в. р

Qo р = Q

30 — 22

= 100-------= 20 кВт

где t

20 + 20

= 30 °C — расчётная температура наруж-

н.в. р.

ного воздуха-

tnn = 22 °C — температура воздуха в помещении в период летнего кондиционирования.

С учётом тепловыделений людей, притока теплоты от солнечной радиации, с приточным воздухом и от других источников принимается:

Qop + 10% = 20 кВт + 10% = 22 кВт.

Холодопроизводительность определяется по формуле:

Q0? Q (

0 p

tн.в tn

tн.в. р — tn.

(8)

Разность температур обратной и прямой воды при расчётной температуре наружного воздуха определяется по формуле:

tl — C = Q0р /(GC). (9)

Рис. 3 — Изменение теплопроизводительности системы отопления и продолжительности сезонной нагрузки

3. Результаты расчёта теплового насоса в режиме летнего кондиционирования

Температура наружного
Величина воздуха tH B. °С
35 32,5 30 27,5 25
Qo, кВт 35,75 28,8 22 15 8,25
t обр t пр ос
1ю — 1ю, С 10,83 8,72 6,67 4,54 2,5
t пр ОС
1С0 5 ^ 1,36 4,79 8,35 12,2 16,03
t обр ОС
1ю, С 12,19 13,5 15,02 16,8 18,5
to, °С 0 3,69 7,51 11,67 15,72
NB, кВт 5,97 3,8 2,63 2,13 1,4
Рис. 4 — График изменения холодопроизводитель ности системы хладоснабжения

Рис. 5 — Изменение холодопроизводительности системы хладоснабжения в зависимости от продолжительности сезонной нагрузки

Температура прямой и обратной воды определяется по выражениям:

t пр 1ю

= t0

+

обр, пр 1юр 1юр

m

-1

(10)

где mf = kuFu l (G"cm) — С = С + (С — Ср).

Результаты расчёта по приведённым выражениям сведены в таблицу 3.

На рисунке 4 представлен график изменения холодопроизводительности системы хладоснабжения в зависимости от температуры наружного воздуха, который был построен на основании полученных при расчётах данных.

На основании данных о продолжительности сезона летнего кондиционирования, представленных в таблице 3 и на рисунке 4, был построен график зависимости холодопроизводительности системы хладоснабжения от продолжительности сезонной нагрузки (рис. 5).

Годовой расход энергии компрессорами теплового насоса в режиме летнего кондиционирования:

WK0Mnp = ЪЫвср (т = 5599,68 кВт-ч.

Расход энергии насосами за сезон кондиционирования составляет:

WHac = ЪКнас т = (0,5 + 1,6)1992 =

= 4183,2 кВт-ч.

Количество теплоты, отведённой от охлаждаемого объекта за сезон кондиционирования, равно:

Qo год = 2бо Ti = 40 621,9 кВт ч =

= 146 239 МДж.

Таким образом, на основании данных о продолжительности отопительного сезона и сезона летнего кондиционирования определены зависимости теплопроизводительности системы отопления от продолжительности сезонной нагрузки и изменения холодопроизводительности системы

летнего кондиционирования в зависимости от

продолжительности сезонной нагрузки.

Литература

1. Половинкина Е. О. Использование тепловых насосов в системах теплоснабжения зданий и сооружений / Нижегородский государственный архитектурно-строительный университет. Нижний Новгород, Россия. [Электронный ресурс]. URL: http: //dropdoc. ru/doc/420 764/polnaya-versiya-nauchnoj-raboty-1494-kb.

2. Бамбушек Е. М., Бухарин Н. Н., Герасимов Е. Д. Тепловые и конструктивные расчёты холодильных машин: учебное пособие для вузов по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки». Л.: Машиностроение, Ленинградское отделениение, 1987. 423 с.

3. Гоголин А. А. Рекомендации по расчёту и подбору испарительных конденсаторов. М.: ВНИХИ, 1978. 55 с.

4. Квашенников В. И., Козловцев А. П., Панин А. А. Терминология при производстве и эксплуатации ледогенераторов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2014. № 2. С. 30−32.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой