Файл: Энергосберегающая система технического водоснабжения промпредприятия.docx
Добавлен: 03.12.2023
Просмотров: 397
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
3/с:.м3/с.Расход воды в промежуточном контуре, м3/с:VПК = VО + VВ + VРТ.VПК = 0,010 + 0,006 + 0,006 = 0,022 м3/с.3. Выбор схем включения испарителей и конденсаторов тепловых насосов Наилучшие энергетические показатели теплонасосной установки достигаются при последовательной схеме включения конденсаторов тепловых насосов по нагреваемой воде. В этом случае во всех конденсаторах, кроме последнего, температура и давление рабочего агента ниже расчетных.При соединении испарителей и конденсаторов тепловых насосов необходимо выполнение условий:VНП = (0,7…1,05)VИН.VПК = (0,7…1,05)VКН.где VИН, VКН, VНП, VПК, – объемные расходы воды, м3/с.VНП =0,7·0,0033 = 0,023 м3/с.VНП =1,05·0,033 = 0,035 м3/с.0,023
VНП ≤0,035, т.к. VНП =0,023, байпас не нуженVПК =0,7·0,035 = 0,0175 м3/с.VПК =1,05·0,036 = 0,0262 м3/с.0,0175 VПК ≤0,0262, т.к. VПК =0,022, байпас не нужен.Из-за того, что VПК < 0,7 VКН предусматривается байпасная линия. Здесь разделение потока осуществляется после выхода из конденсатора последнего теплового насоса по ходу нагреваемой воды.Из-за того, что VНП < 0,7 VИН возникает необходимость использования байпасной линии и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.Маслоохладители тепловых насосов соединяются параллельно и включаются в промежуточный контур нагреваемой воды перед конденсаторами с целью обеспечения наилучшего охлаждения масла.Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника, °С:
.Температура охлаждаемой воды на выходе из i-го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе, °C: .Для последовательно соединенных испарителей N тепловых насосов температура воды на входе в (i+1)-й испаритель равна температуре воды на выходе из i-го испарителя, °C:t'u,i+1 = t''u,i , i =1, …, N-1.Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием:t''u,N = tox.20,04
20.Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов в направлении движения охлажденной воды через испарители можно записать:t''к,1 = tо , t'к,i = t''к,i+1t'к,i = t''к,i - 
.t''к,1 = 60 °C;Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов, °C:
.Проверка расчета распределения температуры нагреваемой воды производится на основании уравнения теплового баланса при смешении потоков воды промежуточного контура, поступающих из разделительного теплообменника, систем отопления и вентиляции:.44,22≈44,25.Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов, °C:..Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе:.Δt1 =58 – 30 = 28 °C.Δt2 =55 – 27,5 = 27,5 °CΔt3 =51,5 – 24,5 = 27 °CΔt4 =48 – 21,5 = 26,5 °CМаксимальное значение этой разности температур Δt1 =28 °C соответствует тепловому насосам №1 который работает в наиболее тяжелых условиях.
4. Расчет термодинамического цикла теплового насосаЦелью расчета является определение производительности компрессора и мощности его электродвигателя, тепловых нагрузок испарителя и маслоохладителя, вычисление коэффициента трансформации. Расчет термодинамического цикла выполняется для того теплового насоса, который работает в наиболее тяжелых условиях. По результатам расчета делается вывод о правильности выбора типоразмера теплового насоса.Исходные данные для расчета:
.tк = t3 = 
.где ∆
, ∆
– средний температурный напор в испарителе и конденсаторе, принимается: 
=3…5 °C, 
=5…7 °C.tи =30 – 3 = 27 °C;tк =58 + 6 = 64 °C.С помощью p-h-диаграммы (рис.2) для фреона R-134a определим:ри = 0,6 МПа;pк = 1,3 МПа;h6 = 562 кДж/кг.Рис.2. P-h-диаграмма для фреона R-134аСтепень повышения давления в компрессоре:ε = pк/pи.ε = 1,3 / 0,6 = 2,17.Температура пара на входе в компрессор,°C:t1 = t
6 + Δtпе, где Δtпе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается Δtпе = =25…35 °С. t1 = 27 + 25 = 52°С.По давлению ри = 0,6 МПа и температуре t1 =52 °С при помощи диаграммы определим h1 = 579 кДж/кг, h3 = 456 кДж/кг, удельный объем фреона V1 = 0,035 м3/кг.Энтальпия жидкого фреона находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника, кДж/кг:h4 = h3 + h6 – h1. h4 = 456+562-579=439 кДж/кг. Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то h5 = h4 =439 кДж/кг. Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре, кДж/кг:h''2 = h1 + ((h’2 – h1)/ηi),где ηi – внутренний КПД компрессора;h’2 – энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающей опытные данные:ηi = 0,5925 + 0,0079
ε+ 0,0045 ε2 – 0,00084 ε3 .ηi= 0,5925 + 0,0079 2,17 + 0,0045 2,17 2 – 0,00084 2,17 3 = 0,622;h’2 =596 кДж/кг;h’’2 = 579 + ((596 – 579)/0,632) = 606 кДж/кг.Энтальпия пара фреона h2 в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении pk и температуре масла на выходе из компрессора t’’м, которая составляет:t’’м = t’м + Δtм, где t’м – температура масла на входе в компрессор, принимается t’м =t’
VНП ≤0,035, т.к. VНП =0,023, байпас не нуженVПК =0,7·0,035 = 0,0175 м3/с.VПК =1,05·0,036 = 0,0262 м3/с.0,0175 VПК ≤0,0262, т.к. VПК =0,022, байпас не нужен.Из-за того, что VПК < 0,7 VКН предусматривается байпасная линия. Здесь разделение потока осуществляется после выхода из конденсатора последнего теплового насоса по ходу нагреваемой воды.Из-за того, что VНП < 0,7 VИН возникает необходимость использования байпасной линии и разделение потока воды осуществляется после выхода из испарителя последнего теплового насоса по ходу охлаждаемой воды.Маслоохладители тепловых насосов соединяются параллельно и включаются в промежуточный контур нагреваемой воды перед конденсаторами с целью обеспечения наилучшего охлаждения масла.Температура охлаждаемой воды на входе в испаритель первого теплового насоса после предварительного теплообменника, °С:
.Температура охлаждаемой воды на выходе из i-го испарителя рассчитывается с учетом охлаждения ее в испарителе, °C: .Для последовательно соединенных испарителей N тепловых насосов температура воды на входе в (i+1)-й испаритель равна температуре воды на выходе из i-го испарителя, °C:t'u,i+1 = t''u,i , i =1, …, N-1.Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием:t''u,N = tox.20,04
20.Для последовательно соединенных конденсаторов тепловых насосов, противоточной схемы движения воды через конденсаторы и испарители, а также ранее принятой нумерации тепловых насосов в направлении движения охлажденной воды через испарители можно записать:t''к,1 = tо , t'к,i = t''к,i+1t'к,i = t''к,i - .t''к,1 = 60 °C;Температура нагреваемой воды промежуточного контура на входе в маслоохладители тепловых насосов, °C:
.Проверка расчета распределения температуры нагреваемой воды производится на основании уравнения теплового баланса при смешении потоков воды промежуточного контура, поступающих из разделительного теплообменника, систем отопления и вентиляции:.44,22≈44,25.Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов, °C:..Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе:.Δt1 =58 – 30 = 28 °C.Δt2 =55 – 27,5 = 27,5 °CΔt3 =51,5 – 24,5 = 27 °CΔt4 =48 – 21,5 = 26,5 °CМаксимальное значение этой разности температур Δt1 =28 °C соответствует тепловому насосам №1 который работает в наиболее тяжелых условиях.
4. Расчет термодинамического цикла теплового насосаЦелью расчета является определение производительности компрессора и мощности его электродвигателя, тепловых нагрузок испарителя и маслоохладителя, вычисление коэффициента трансформации. Расчет термодинамического цикла выполняется для того теплового насоса, который работает в наиболее тяжелых условиях. По результатам расчета делается вывод о правильности выбора типоразмера теплового насоса.Исходные данные для расчета:
-
Рабочий агент-фреон R134a -
Схема теплового насоса. -
Тепловая нагрузка конденсатора QК=310 кВт. -
Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе 30 °С. -
Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе 58°С. -
Температура воды на входе в маслоохладитель t´МО=44,22°С.
.tк = t3 = .где ∆ , ∆ – средний температурный напор в испарителе и конденсаторе, принимается: =3…5 °C, =5…7 °C.tи =30 – 3 = 27 °C;tк =58 + 6 = 64 °C.С помощью p-h-диаграммы (рис.2) для фреона R-134a определим:ри = 0,6 МПа;pк = 1,3 МПа;h6 = 562 кДж/кг.Рис.2. P-h-диаграмма для фреона R-134аСтепень повышения давления в компрессоре:ε = pк/pи.ε = 1,3 / 0,6 = 2,17.Температура пара на входе в компрессор,°C:t1 = t
6 + Δtпе, где Δtпе – перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается Δtпе = =25…35 °С. t1 = 27 + 25 = 52°С.По давлению ри = 0,6 МПа и температуре t1 =52 °С при помощи диаграммы определим h1 = 579 кДж/кг, h3 = 456 кДж/кг, удельный объем фреона V1 = 0,035 м3/кг.Энтальпия жидкого фреона находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника, кДж/кг:h4 = h3 + h6 – h1. h4 = 456+562-579=439 кДж/кг. Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то h5 = h4 =439 кДж/кг. Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре, кДж/кг:h''2 = h1 + ((h’2 – h1)/ηi),где ηi – внутренний КПД компрессора;h’2 – энтальпия пара фреона в конце идеального изоэнтропийного процесса сжатия в компрессоре.Внутренний КПД компрессора находится из зависимости, обобщающей опытные данные:ηi = 0,5925 + 0,0079
ε+ 0,0045 ε2 – 0,00084 ε3 .ηi= 0,5925 + 0,0079 2,17 + 0,0045 2,17 2 – 0,00084 2,17 3 = 0,622;h’2 =596 кДж/кг;h’’2 = 579 + ((596 – 579)/0,632) = 606 кДж/кг.Энтальпия пара фреона h2 в конце процесса отвода теплоты впрыскиваемым маслом определяется из диаграммы при давлении pk и температуре масла на выходе из компрессора t’’м, которая составляет:t’’м = t’м + Δtм, где t’м – температура масла на входе в компрессор, принимается t’м =t’