Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки

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

Содержание

1. Задание

. Расчёт необходимой теплопроизводительности ТНУ

.1 Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение

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

. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ

. Исходные данные для расчета компрессора

. Расчет рабочих показателей компрессора

.1 Расчёт компрессора в рабочих условиях

.2 Расчёт компрессора в номинальных условиях

.3 Подбор серийного компрессора

.4 Расчет коэффициента преобразования

. Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы компрессора

. Выбор серийного компрессора

. Подбор серийного конденсатора

. Подбор серийного испарителя

. 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

.       
Расчёт необходимой тепловой мощности конденсатора ТНУ

.1 Расчет тепловой мощности на горячее водоснабжение

Расчет производим в соответствии с методикой СНиП 2.04.01-85* «Внутренний водопровод и канализация зданий».

. 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; - количество реализуемых блюд в час, в соответствии с пунктом 9 примечания 1 приложения 3 СНиП 2.04.01-85*, следует определить по формуле:

= 2,2 n m,

где n - количество посадочных мест;- 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.- число санитарно-технических приборов с горячей водой, 4 в кухне и 7 в моечной, всего 11.

Таким образом, получаем:

. 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*

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

При P*N=4,95, =2,558;

. Теперь мы можем определить максимальный часовой расход горячей воды:

. 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 °С

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

.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 Dt_и = 6 °С

₀ = t_и2 -Dt_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 Dt_к = 4 °С

t_к = t_к2+ Dt_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 h_i, т.е.

 кДж/кг;

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

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

h_i = l_w + bt₀=0,804-0,0025 *2=0,799

где l_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 l_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.

_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

= 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/h_i);

h_эм = электромеханический КПД системы компрессор-приводной электродвигатель.

Рассчитываем электромеханический КПД h_эм по уравнению

h_эм = h_эд h_км=0,92·0,97=0,892

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

h_км = механический КПД компрессора на практике известно h_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 m 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°С, tо = -15°С

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

 кДж/кг

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

 кДж/мі

)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

) 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

) Индикаторная мощность:

) Мощность трения:

Р_ТР - удельное давление трения

РТР = 19-39 кПа - для непрямоточных машин.

) Эффективная мощность:

) Мощность на валу двигателя:

,

где з_пер = 0,96-0,99 - КПД передачи.

) 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 - 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.

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,

Ɵ = 8,7 °С- средний 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 108x4 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.

Список использованной литературы

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

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

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

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

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