Цикл холодильной установки

Холодильной машиной называется машина, осуществляющая перенос теплоты с низкого уровня на более высокий:

Холодильная машина, в которой цикл осущёствляется с помощью механического компрессора, называется компрессионной холодильной машиной. В паровой компрессионной машине холодильный агент, в качестве которого обычно используется низкокипящая жидкость, изменяет свое агрегатное состояние.

Оценка эффективности холодильных циклов, работающих по обратному циклу Карно, производится, как и тепловых двигателей, в два этапа. Вначале анализируется обратимый цикл, а затем действительный с учетом основных источников необратимости.

В цикле парокомпрессионной холодильной установки, изображенной на рис. 1, рабочее тело (хладагент) с параметрами состояния точки 1 по паропроводу поступает на вход компрессора. В паропроводе происходит перегрев пара за счет притока тепла из окружающей среды через теплоизоляцию. Перегрев пара осуществляется с целью улучшения условий работы компрессора. В результате теплообмена хладагент в состоянии перегретого пара (точка 6) поступает на вход компрессора КМ и сжимается до давления точки 2, р₂ (рис. 2). Из компрессора перегретый пар хладагента (точка 2 или 2д) поступает в конденсатор К, где отдает тепло q₁ охлаждающей воде ОВ. Перегретый пар, в конденсаторе, охлаждается по изобаре 2д-2−3 до состояния насыщения (точка 3), а затем конденсируется по изобаре-изотерме 3−4 до состояния жидкости (точка 4). Из конденсатора жидкость подается в дроссель ДР в котором происходит адиабатное дросселирование 4−5 с понижением температуры хладагента. С параметрами состояния точки 5 влажный пар из дросселя поступает в испаритель И, в котором происходит изобарно-изотермический процесс кипения 5−1, с отводом теплоты q₂ от рассола (этиленгликоль, хлористый калий или хлористый натрий). Рассол направляется потребителю холода ПХ.

Задание

В курсовом проекте должны быть рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах.

Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. В методе рассматривается уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты должны быть представлены в виде диаграммы.

В эксергетическом методе анализа циклов составляются баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.

Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой должны содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.

Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством и регенеративного теплообменника.

Для расчета парокомпрессионной холодильной установки задан расход хладагента G_ха. Заданы температуры конденсации t₄ и кипения t₁ хладагента (хладона R12 или аммиака). Приведены температуры хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя, охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него. Расчет и анализ потерь энергии и эксергии ведется с учетом заданных коэффициентов полезного действия компрессора з^км, _оi^км и коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода з_пп.

Исходные данные:

Хладагент—аммиак ;

задан расход хладагента G_ха-1.0 кг/с;

температура конденсации t₄ 45⁰С _;

температура кипения t₁ хладагента -10⁰С;

температура хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя -2⁰С;

температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 30⁰С и на выходе из него 35⁰С;

коэффициент полезного действия компрессора з^км=85%;

коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода з_пп=98%;

коэффициент полезного действия з_эм=96%

Расчет значений основных параметров состояния в характерных точках цикла

Агрегатное состояние рабочего тела в характерных точках цикла (согласно Т-S диаграмме):

(*) 4,7 — кипящая жидкость

(*) 3, 1 — сухой насыщенный пар

(*) 5 — влажный пар

(*) 6, 2, 2_д— перегретый пар Для заданной температуры аммиака в конденсаторе

t₄= t₃ = 45 єC (318 К) из таблиц насыщенного аммиачного пара (табл. 3 приложения) получим:

р₄= р₃ = р₂ = р_2д = 1.775МПа = 17.75бар;

Зная по два параметра находим по таблицам свойств хладагента R12 1 остальные:

Точка 4

Т₄=45 ⁰С=318 К Р₄=1,775кПа

₄=()=0,153 м³/кг

i₄=(i)=613,4 кДж/кг

S₄=(S)=4,718 кДж/кг К

Точка 3

Т₃=45 ⁰С=318 К Р₃=1,775 кПа

₃=0,0731 м³/кг

I₃=1690 кДж/кг

S₅=8,102 кДж/кг К

Точка7

Т₇=-10 ⁰С =263 К Р₇=2,9 бар

₇=1,533 м³/кг

I₇=352,8 кДж/кг

S₇=3,82 кДж/кг К

Точка1

Т₁=-10 ⁰С=263 К Р₁=2,9 бар

₁=0, 4233 м³/кг

I₁=1650,2 кДж/кг

S₁=8,7584 кДж/кг К

Точка 5

Х₅=(i₅-i₇)/r=(613,4−352,8)/1297,8=0,2

Т₅=-10 ⁰С=263 К Р₅=2,9бар

₅=v₁x₅+v₇(1-x₅)= =0,2*0,4233+0,00153(1−0,2)=

=0,086 м³/кг

I₅=613,4 кДж/кг

S₅=0,2(8,76−3,82)=4,81Дж/кгК

Точка 6

Т₆=272,3К

I₆=(1650,2−613,4)/0/98+613,4=1671,4кДж/кг

v₆=0,445 м³/кг

s₆=8,821кДж/кг К

Точка 2

Т₂=409,6К

S₂=8,84кДж/кг К

v₂=0,113 м³/кг

i₂=1952,04кДж/кг К

Точка2д

Т_2д=429,7К Р_2д=17,75 бар

i₂=(1952,04−1671,4)/0,85+ 1671,4=2001,2кДж/кг

v_2д=0,1203 м³/кг

s_2д=8,962кДж/кг К.

Технические показатели холодильной машины

Количество теплоты Q₂, отводимой в холодильной установке от охлаждаемого тела в единицу времени, называется холодопроизводительностью холодильной установки:

Q₂ = q₂G_ха=1036,8*1=1036,8 Дж/с,

где q₂ — удельная холодопроизводительность, Дж/кг; G_ха — расход холодильного агента, кг/с.

Теплота, переданная в окружающую (охлаждающую) среду:

Q₁ = q₁G_ха=1338,64*1=1338,64Дж/с, где q₁ — удельная теплота, отданная теплоприемнику, Дж/кг.

Мощность, затраченная на производство холода:

N = l· G_ха,

где l — удельная работа, затраченная на сжатие 1 кг рабочего тела.

Мощность действительного цикла

=1*(20 001,2−1671,4)/0,96=343,5.

Метод коэффициентов полезного действия для обратного цикла

Для характеристики эффективности цикла, при помощи которого осуществляется перенос теплоты от менее нагретого тела к более нагретому, вводят так называемый холодильный коэффициент цикла:

или ;

Для обратимого обратного цикла Карно холодильный коэффициент равен

где Т_х и Т_г — температуры охлаждаемого тела и теплоприемника, которым является окружающая (охлаждающая) среда (Т_г > Т_х).

Холодильный коэффициент действительного цикла

причем, .

где N_e — мощность, затрачиваемая на производство холода в действительном цикле.

Удельная холодопроизводительность

=1650,2−613,4=1036,8кДж.

Холодопроизводительность холодильной установки Q₂ определяется по

зависимости Q₂ = q₂G_ха=1036,8*1=1036,8 Дж/с.

Дополнительный подвод тепла из окружающей среды через теплоизоляцию паропровода к холодильному агенту составит Дq_пп = q₂(1 — з_пп)=1036,8(1−0,98)=20,74.

Холодильный коэффициент теоретического цикла

=1057,5/280,64=3,77;

где — удельное количество теплоты, полученное рабочим телом от холодного источника (охлаждаемого объекта) и воспринятое им из окружающей среды через изоляцию

=20,74+1036,8=1057,5;

— удельная работа обратимого (теоретического) процесса сжатия в компрессоре

=1952,04−1671,4=280,64;

=1058,1*1=1058,1;

=280,64- мощность, затрачиваемая на холодильную машину в теоретическом цикле.

Работа действительного процесса в результате необратимости процесса сжатия

=2001,2−1671,4=329,8.

Увеличение затрат работы в результате необратимости процесса сжатия в компрессоре рассчитаем по зависимости

=329,8−280,64=49,16

Работа, затраченная на привод компрессора от внешнего поставщика электроэнергии для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе, составит

=329,8/0,96=343,54.

Потери работы на привод компрессора для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе:

=343,54−329,8=13,74.

Таким образом, холодильный коэффициент действительного цикла равен

=3,36*0,98*0,85*0,96=2,7.

Коэффициент полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно

=2,7/24,25=0,11 и =3,36/24,25=0,139,

где — холодильный коэффициент для цикла Карно:

=291/(303−291)=24,25;

— температура вырабатываемого холода (температура хладоносителя на выходе из испарителя); - температура окружающей среды (температура охлаждающей воды на входе в конденсатор).

Теплота, переданная охлаждающей воде Q₁, для теоретического цикла определяется по формуле (41), причем удельная теплота q₁ равна

=1952,04−613,4=1338,64.

Расход воды через конденсатор для теоретического цикла

=1338,64/4190*(35−30)=0,064,

— удельная массовая теплоемкость охлаждающей воды при средней температуре; и — температура охлаждающей воды на входе и выходе конденсатора.

Относительные потери энергии в результате внутренней необратимости холодильного цикла составят:

=0,14−0,13=0,01.

Удельное количество тепла и общее количество теплоты, переданное охлаждающей воде для действительного цикла холодильной машины, определяют по формулам

=2001,2−613,4=1387,8и

=1*1387,8=1387,8.

Расход воды через конденсатор для действительного цикла

=1387,8/4190(35−30)=0,066.

Увеличение расхода охлаждающей воды в результате внутренней необратимости цикла определяется как

=0,066−0,064=0,002.

Уравнение теплового баланса парокомпрессионной холодильной установки (для рабочего тела — холодильного агента)

1387,9=1036,8+20,74+280,64+49,16=1387,34

Так как электромеханические потери в компрессоре и электродвигателе — это потери теплоты в окружающую среду, то они не учитываются в энергетическом балансе рабочего тела холодильной установки.

Доли энергии в тепловом балансе составляют (%):

от охлаждаемого тела

а = (q₂/q₁)· 100=1036.8/1338,64*100=77,45%;

через изоляцию испарителя и паропровода

b = (Дq_пп/q₁)· 100=20,74/1338,648*100=1,55;

теоретическая энергия подведенная в компрессоре

f = (l^км_теор/q₁)· 100=280,/1338,64*100=20,9%;

дополнительная энергия подведенная в компрессоре при реальном процессе сжатия

d = (Дl^км/q₁)· 100=49,16/1338,26*100=3,7%.

На основании выполненных расчетов необходимо построить диаграмму распределения потоков теплоты и энергии для парокомпрессионной холодильной машины (рис. 3).

Результаты расчета холодильного цикла.

Таблица 1

Эксергетический метод для обратного цикла

Работоспособность (максимальная полезная работа, эксергия) системы, состоящей из источника работы и окружающей среды определяется выражением:

l_max = e =(i₁ — i₀) — T₀(s₁ — s₀). (64)

Здесь индексы 1 и 0 относятся соответственно к начальному (неравновесному) и конечному (равновесному) состояниям этой системы, а Т₀ -температура окружающей среды.

Общий вид технического совершенства машины, работающей по обратному циклу, является его КПД:

(65)

где — эксергия вырабатываемого холода или теплоты; - полная энергия, затраченная в установке.

При анализе холодильного (обратного) цикла принимается, что давление окружающей среды р₀ = 100 кПа, температура окружающей среды t₀ = 20 С (Т₀ = 293 К), температура хладоносителя (ХН), отдающего теплоту холодильному агенту (ХА), принимается равной температуре ХН на выходе из испарителя, С (, К).

Для построения диаграммы эксергетического баланса требуется вычислить потери эксергии в отдельных узлах установки. Параметры, необходимые для расчета, определяются из диаграмм или таблиц термодинамических свойств рабочего тела.

Вычисление эксергии потока в узловых точках реального цикла проводится по формуле (64): e₁, e₆, e_2д, e₄, e₅.

е₁=(1650,2−841,4)-293(8,7584−5,482)= -151,2,

е₂=(1952;841,4)-293(8,84−5,482)=126,12,

е₄=(613,4−841,4)-293(4,718−5,482)= -4,15,

е₅=613,4−841,4−293(4,81−5,482)= -31,104,

е₆=1671,4−841,4- 293(8,84−5,482)= -153,9,

е_2д=2001,2−841,4−293(8,962−5,482)=140,16.

Изменение эксергии холодильного агента в испарителе

=

= -151,2+31,104= -120,096.

Это изменение эксергии складывается из двух составляющих: часть эксергии отводится с хладоносителем, который имеет температуру (это полезный расход эксергии)

=1036,8(1−293/271)= -84,16.

Другая часть эксергии теряется из-за необратимости процесса теплообмена в испарителе

= -120,096+84,2= -35,896,

в данном процессе необратимость увеличивает эксергию системы, так как температура из-за необратимости еще больше становится ниже температуры окружающей среды.

Изменение эксергии потока в паропроводе:

= -153,9+151,2= -2,7.

Работа установки обеспечивается подводом электроэнергии в компрессоре. Удельное количество подводимой эксергии равно

=343,5.

Внутренние и внешние потери эксергии в компрессоре составят

= -62,86.

Изменение эксергии холодильного агента в конденсаторе

=

=-4,15−126,12= -130,3.

Это изменение эксергии происходит по двум причинам: часть эксергии отводится (теряется) с охлаждающей водой, температура которой ниже температуры конденсации и равна температуре на входе в конденсатор :

=133,64(1- 293/303)=44,17;

другая часть теряется из-за необратимости процесса теплообмена

= -130,3−44,17=-174,5.

Потери эксергии из-за необратимости при дросселировании, когда :

= -31,104+4,15= -26,954.

Эксергетический КПД холодильной установки, %:

= -84,2/343,5*100= -24,5.

Потери эксергии составляют (%):

в компрессоре

= -18,3;

с водой, охлаждающей конденсатор

=44,2/343,5*100=12,87;

от необратимости в конденсаторе

= -203,36/343,5*100= -59,2;

от необратимости при дросселировании

= - 26,954/343,5*100= -7,8;

в испарителе

= -35,896/343,5*100= -10,45;

в паропроводе

= -2,7/343,5*100= -0,79.

Уравнение эксергетического баланса

343,5= -35,896−62,86−2,7+44,17−174,5−26,954−84,16

343,5=-342,9

На основании уравнения эксергетического баланса для данной парокомпрессионной установки необходимо построить диаграмму распределения потоков эксергии (рис. 4).

холодильный установка цикл эксергетический

Заключение

Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством.

В курсовом проекте были рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах, результаты сведены в таблицу 1

Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. Коэффициенты полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно равны з_е^д=0,11, з_е^т=0,139. КПД действительного цикла меньше теоретического, т. к. теплота теоретического цикла больше теплоты действительного. Это объясняется тем, что теплота реального цикла теряется в элементах установки.

В методе рассматривались уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты представлены в виде диаграммы.

В эксергетическом методе анализа циклов составлялись баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.

Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.

1. Термодинамические свойства воды и холодильных агентов: Справочные материалы к расчету состояния рабочих веществ в курсовых и дипломных проектах для студентов направлений 550 800, 550 900 и специальности 170 500 всех форм обучения / Сост.: И. В. Дворовенко, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов. — Кемерово: КузГТУ, 2006. — ЗО с.

2 Методические указания к курсовым работам по дисциплине «Инженерная термодинамика и энерготехнология химических производств» / Сост.: И. В. Дворовенко, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов. — Кемерово: КузГТУ, 2000. — I6с.

3. Мазур Л. С. Техническая термодинамика и теплотехника: Учебник. — М.: ГЭОТАР, 2003. — 352 с.

4. Кириллин В. А., Сычев В. В., Шейндлин А. Е. Техническая термодинамика. —4- е изд., перераб. — М.: Энергоатомиздат. 1983.

5. Бродянский В. М. Эксергетический метод термодинамического анализа. М.: Энергия, 1973.

6. Соколов В. Н. Машины и аппараты химических производств: Учебник. — Л.: Машиностроение, 1982. 384 с.