Расчет цикла теплового насоса

Расчет цикла теплового насоса

При работе холодильной установки теплота отбирается из охлаждаемого объема и передается в окружающую среду с более высокой температурой, то есть результатом осуществления холодильного цикла является не только охлаждение теплоотдатчика, но и нагрев теплоприемника. В 1852 г. Кельвин предложил использовать холодильный цикл для нагревания теплоносителя, используемого в системе отопления помещений. Холодильная установка, которая используется для подвода теплоты к нагреваемому объекту, называется тепловым насосом. В таких условиях теплота как бы «перекачивается» от холодного источника к горячему.

Работа теплового насоса (рис. 8.11) мало отличается от работы паровой компрессорной холодильной установки. Источником теплоты низкой температуры для теплового насоса является окружающая среда, например, воздух или вода водоемов и т.д. Из водоема вода с помощью насоса (на рис. 8.11 не показан) подается в испаритель 1, где происходит процесс парообразования. Из испарителя пар высокой степени сухости направляется в компрессор 4, в котором он адиабатно сжимается от давления р1 до давления р2, а температура повышается от температуры Т1 до Т2. При этом степень сухости пара возрастает и из компрессора выходит перегретый пар.

Этот пар поступает в конденсатор 3, где за счет отдачи теплоты воде, циркулирующей в отопительной системе, происходит его конденсация. В конденсаторе сначала происходит изобарное охлаждение перегретого пара, а затем его полная конденсация по изобаре-изотерме. Из конденсатора хладагент выходит в состоянии насыщения. При давлении р1 и температуре Т1 он направляется в дроссельный вентиль 2, где дросселируется до давления р2 и температуры Т2. После вентиля влажный пар при температуре Т2 с малой степенью сухости поступает в испаритель 1. За счет теплоты, отбираемой у воды, содержащаяся во влажном паре жидкость испаряется, степень его сухости при этом возрастает. Затем хладагент направляется в компрессор 4 и цикл замыкается.

Идеальный цикл теплового насоса состоит из следующих процессов (рис. 8.12): 1-2 – испарение хладагента в испарителе; 2-3 – адиабатное сжатие хладагента в компрессоре; 3-4 – изобарное охлаждение перегретого пара; 4-5 – конденсация пара в конденсаторе с отдачей теплоты в отопительную систему; 5-1 – дросселирование хладагента.

В рассматриваемом цикле, как и в любом обратном цикле, теплота холодного тела (например, воды из водоема) посредством затраты работы передается горячему телу (воде отопительной системы). При этом в отопительную систему поступает теплота q1, равная сумме теплоты q2, отобранной у холодного источника, и работы l, затраченной для осуществления холодильного цикла:

Эффективность теплового насоса оценивается величиной отопительного коэффициента, или коэффициентом преобразования теплоты:

. (8.13)

. (8.15)

Установим связь отопительного коэффициента φ с холодильным коэффициентом ε. Из выражений (8.13), (8.2) и (8.12) имеем:

Таким образом, чем больше холодильный коэффициент ε, тем выше отопительный коэффициент цикла φ. Так как в тепловом насосе q1 > l, то всегда имеем φ > 1,0. Этот вывод следует также из уравнения (8.16).

При работе теплового насоса по обратному циклу Карно отопительный коэффициент определяется по следующей формуле:

,

. (8.17)

Так, если при отоплении здания зимой температура речной воды Т2 = 273 К, а температура хладагента, при которой он отдает теплоту в отопительную систему Т1 = 323 К, то максимальный отопительный коэффициент теплового насоса:

Таким образом, тепловой насос передает в отопительную систему количество теплоты, которое в 6,46 раз больше работы, затраченной в цикле. Эффективность работы теплового насоса можно увеличить, если в испаритель будет поступать вода с более высокой температурой, например, охлаждающая вода промышленных печей, конденсаторов турбин и других промышленных агрегатов. Если температура такой воды равна 293 К, то отопительный коэффициент φ увеличивается до 10,77.

Тепловые насосы, в которых используются циклы паровых холодильных установок, менее совершенны, чем с обратным циклом Карно, и их отопительные коэффициенты имеют меньшую величину. В реальных тепловых насосах значение отопительного коэффициента составляет от 3 до 5.

Первая парокомпрессионная аммиачная теплонасосная станция для отопления помещения была построена в 1930 г. В настоящее время тепловые насосы широко используются для отопления помещений и в различных технологических процессах.

Контрольные вопросы

1. Дайте определение холодильного коэффициента и холодопроизводительности.

2. Запишите выражение для холодильного коэффициента обратного цикла Карно.

3. Изобразите цикл воздушной холодильной установки в р-v и T-s диаграмме. Запишите выражение для холодильного коэффициента цикла.

4. Почему воздушные холодильные установки практически не используются на практике?

Читайте также:  Клематис комтесс де бушо группа обрезки

5. Сравните обратный цикл Карно и цикл воздушной холодильной установки в одинаковом интервале температур.

6. Изобразите схему паровой холодильной установки и ее цикл в Тs диаграмме. Запишите выражение для холодильного коэффициента цикла.

7. Укажите преимущества паровых холодильных установок по сравнению с воздушными холодильными установками.

8. Перечислите основные требования, которые предъявляются к хладагентам паровых холодильных установок.

9. В чем отличие теплового насоса от холодильной установки?

10. Изобразите схему работы теплового насоса и рассмотрите его цикл.

11. Запишите выражение для отопительного коэффициента теплового насоса. Какова его связь с холодильным коэффициентом?

12. Какие параметры определяют эффективность работы теплового насоса?

Литература

1. Недужий И.А. Алабовский А.Н. Техническая термодинамика и теплопередача. Под ред. С.М. Константинова. К.: Высшая шк., 1981. — 248 с.

2. Бєляєв Н.М. Термодинамика. К.: Изд. Высшая шк. 1987. – 342 с.

3. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика. М.: Изд. Энергия. 1974. — 436 с.

4. Мухачев Г.А., Щукин В.К. Термодинамика и теплопередача. М. Изд. Высшая шк. 1991. – 480 с.

5. Болгарский А.В., Голдобеев В.И. и др. Сборник задач по термодинамике и теплопередаче. М.: Изд. Высшая шк. 1972.– 302 с.

6. Мелик-Пашаев Н.И., Кобельков В.И., Воротников Б.А., Березин Г.В. Техническая термодинамика и теплопередача. М.: Изд. ВВИА им. проф. Н.Е. Жуковского. 1983. 267 с.

Дата добавления: 2014-12-27 ; Просмотров: 4146 ; Нарушение авторских прав? ;

Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет

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:

VПК = 0,8·0,0361 = 0,02888 м 3 /с.

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:

Проверка расчета распределения температуры охлаждаемой воды производится в соответствии с условием:

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:

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:

Средняя температура воды в конденсаторах и испарителях тепловых насосов, °C:

Для каждого теплового насоса рассчитывается разность средних температур воды в конденсаторе и испарителе:

?t1 =57,61- 30,305 = 27,305 °C;

?t2 =52,83 — 26,175 = 26,655 °C;

?t3 =48,05 — 22,055 = 25,995 °C.

Максимальное значение этой разности температур ?t1 =27,305 °C соответствует тепловому насосу №1, который работает в наиболее тяжелых условиях.

Целью 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:

1. Рабочий агент.

2. Схема теплового насоса.

3. Тепловая нагрузка конденсатора QК=578.452 кВт.

4. Средняя температура охлаждаемой воды в испарителе =57,61 °С.

5. Средняя температура нагреваемой воды в конденсаторе =30,305°С.

6. Температура воды на входе в маслоохладитель t?МО=44,5°С.

Температура кипения и конденсации фреона, °C:

где ?, ?- средний температурный напор в испарителе и конденсаторе, принимается: =3…5 °C, =5…7 °C.

tи =30,305 — 4 = 26,305 °C;

С помощью p-h-диаграммы для фреона R-134a определим:

Рис.2. P-h-диаграмма для фреона R-134а

Степень повышения давления в компрессоре:

Температура пара на входе в компрессор,°C:

где ?tпе — перегрев пара в регенеративном теплообменнике, принимается ?tпе = =25…35 °С.

t1 = 26,305 + 25 = 51,3 °С.

Читайте также:  Картины экибаны своими руками

По давлению ри = 0,68 МПа и температуре t1 =51,3 °С при помощи диаграммы определим h1 = 581 кДж/кг, h3 = 563 кДж/кг, удельный объем фреона V1 = 0,003 м 3 /кг.

Энтальпия жидкого фреона находится из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника, кДж/кг:

h4 = 465+563-581=447 кДж/кг.

Поскольку процесс дросселирования 4-5 является изоэнтальпийным, то h5 = h4 =447 кДж/кг.

Энтальпия пара фреона в конце политропного процесса сжатия в компрессоре, кДж/кг:

где ?i — 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:

?i = 0,5925 + 0,0079*?+ 0,0045*? 2 — 0,00084*? 3

?i = 0,5925 + 0,0079*2,647 + 0,0045*2,647 2 — 0,00084*2,647 3 = 0,629

2 = 581 + ((595 — 581)/0,629) = 603,3Дж/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:

где t’м — температура масла на входе в компрессор, принимается t’м = =t’мо=44,5°C;

?tм — повышение температуры масла в компрессоре, принимается ?tм = =15…35 о С.

м = 44,5+ 26 = 70,5 о С;

Удельный тепловой поток, отводимый от рабочего агента в конденсаторе, кДж/кг:

qk = 590 — 465 = 125 кДж/кг.

Расход рабочего агента, циркулирующего в тепловом насосе, кг/с:

G = 578,452 / 125 = 4,6 кДж/кг.

Тепловой поток, отводимый маслом от рабочего агента (тепловая нагрузка маслоохладителя), кВт:

Qм = 4,6(603,3 — 590) = 61,18 кВт.

Расход масла, подаваемого в компрессор, м 3 /кг:

где см, ?м — удельная теплоемкость и плотность масла (для условной работы компрессора примем: см =2,18 кДж/(кг·К), ?м =830 кг/м 3 ).

Vм =61,18 / (2,18*830*26) = 0,0013 м 3 /кг.

Относительный массовый расход масла, кг/с:

gм = (0,0013*830) / 4,6 = 0,23 кг/с.

С целью проверки правомерности принятого значения повышения температуры масла полученное значение относительного массового расхода масла сравнивается с рекомендуемым значением относительного массового расхода:

gр = 0,09375 — 0,025? + 0,02656? 2 ;

gр = 0,09375 -0,025*2,647+0,02656*2,647 2 = 0,214

Расхождение 0,5% — расчет верен.

Удельная внутренняя работа компрессора, кДж/кг:

li = 603,3 — 581 = 22,3 кДж/кг.

Внутренняя мощность компрессора, кВт:

Мощность электродвигателя для привода компрессора, кВт:

где ?эм — электромеханический КПД, принимается ?эм = 0,9.

Nэ = 102,58 / 0,9 = 113,98 кВт.

Действительная объемная производительность компрессора по условиям всасывания, м 3 /с:

V = 4,6*0,03 = 0,138 м 3 /с.

Теоретическая объемная производительность компрессора, м 3 /с:

Коэффициент подачи определяется из зависимости:

? = 0,997 — 0,032? + 0,002? 2 — 0,000078? 3 ;

? = 0,997 — 0,032*2,647+ 0,002*2,647 2 — 0,000078*2,647 3 = 0,9249

Vт=0,138 / 0,9249=0,149м 3 /с.

Удельный тепловой поток, подводимый к рабочему агенту в испарителе, кДж/кг:

qи = 563 — 447= 116 кДж/кг.

Тепловая нагрузка испарителя, кВт:

Тепловая нагрузка регенеративного теплообменника, кВт:

Qрто = 4,6(465 — 447) = 82,8 кВт.

Для контроля расчета составляется энергетический баланс установки:

533,6 + 102,58 =578,452 + 61,18;

Расхождение приходной и расходной частей баланса не превышает 8%.

Т.к. теоретическая объемная производительность компрессора Vт в результате расчета составила 0,149 м 3 /с (536,4м 3 /ч), что меньше паспортной производительности равной 850 м 3 /ч, то компрессор может работать в заданном режиме.

Изучение альтернативного способа теплоснабжения. Анализ эффективности теплового насоса. Изучение рабочего цикла. Рассмотрение экспериментальной установки. Расчет точки сухости, количества теплоты, отопительного коэффициента. Перечень контрольных вопросов.

Рубрика Физика и энергетика
Вид лабораторная работа
Язык русский
Дата добавления 03.12.2014
Размер файла 73,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Цикл теплового насоса

Цель работы: Изучение цикла теплового насоса. Определение отопительного коэффициента цикла . Определение количества низкопотенциальной теплоты Q2, отбираемой у окружающей среды. Определение количества теплоты Q1, передаваемой в систему отопления помещения.

Альтернативой традиционным способам теплоснабжения, основанным на сжигании топлива, является выработка тепла с помощью теплового насоса.

Тепловой насос ? установка, при помощи которой осуществляется перенос энергии в форме теплоты, от более низкого к более высокому температурному уровню, необходимому для теплоснабжения.

Независимо от типа теплового насоса и типа привода компрессора на единицу затраченного исходного топлива потребитель получает по крайней мере в 1,12,3 раза больше тепла, чем при прямом сжигании топлива.

Такая высокая эффективность производства тепла достигается тем, что тепловой насос вовлекает в полезное использование низкопотенциальное тепло естественного происхождения (тепло грунта, природных водоемов, грунтовых вод) и техногенного происхождения (промышленные стоки, очистные сооружения, вентиляция и т.д.) с температурой от +3 до +40 С, т.е. такое тепло, которое не может быть напрямую использовано для теплоснабжения.

Читайте также:  Погружной насос для скважины акварио

Естественно, что тепловые насосы довольно интенсивно вытесняют традиционные способы теплоснабжения, основанные на сжигании органического топлива.

Согласно прогнозам Мирового энергетического комитета (МИРЭК) к 2020 г. 75 % теплоснабжения (коммунального и производственного) в развитых странах будет осуществляться с помощью тепловых насосов.

Этот прогноз успешно подтверждается. В настоящее время в мире работает 15-18 млн. тепловых насосов различной мощности — от нескольких киловатт до сотен мегаватт. В США более 30 % жилых домов оборудованы тепловыми насосами. В Швеции с 1984 г. по 1986 г. введены в эксплуатацию 74 крупные (от 5 до 80 МВт) теплонасосные станции. Наиболее крупной теплонасосной установкой является стокгольмская установка мощностью 320 МВт, работающая на принципе охлаждения воды, поступающей из Балтийского моря. Эта установка, расположенная на причаленных к берегу баржах, использует и зимой морскую воду с температурой 4 С, охлаждая ее до 2 С. Себестоимость тепла от этой установки на 20 % ниже себестоимости тепла, получаемого от газовой котельной. Общее количество тепла, вырабатываемого тепло насосными установками в Швеции, составляет около 50 % от потребного.

Результатом работы всякого холодильного цикла является охлаждение холодного источника и нагрев горячего за счет подвода внешней работы. Кельвин (1852 г.) предложил применить обратный цикл для целей отопления, используя его в качестве теплового насоса, который перекачивал бы теплоту, отобранную от холодного источника (внешней среды) в горячий.

Введем следующие обозначения:

q2 — удельная теплота, отбираемая от холодного источника, кДж/кг (низко потенциальная теплота);

q1 — удельная теплота (теплота, приходящаяся на единицу массы), передаваемая горячему источнику, кДж/кг (теплота, передаваемая в систему отопления помещения);

lцикла — удельная работа, подводимая от внешнего источника, кДж/кг.

где коэффициент преобразования или отопительный коэффициент цикла. Этот коэффициент характеризует эффективность цикла теплового насоса.

Рабочий цикл теплового насоса представлен на рис. 1.

Рис. 1. Рабочий цикл теплового насоса

Низко потенциальная теплота Q2 поступает в испаритель теплового насоса, где ее воспринимает рабочее тело (хладагент), циркулирующее в цикле. Источником низко потенциальной теплоты могут быть наружный воздух, природные водоемы, грунт, питьевая вода, промышленные стоки, вентиляционные выбросы и т.д. В качестве хладагентов в циклах используются теплоносители с низкой температурой кипения — углекислота, аммиак, фреоны. Хладагент поступает в испаритель в жидком состоянии. В процессе подвода теплоты Q2 к жидкому хладагенту происходит его превращение в пар (при постоянном давлении и температуре). Пары хладагента поступают в компрессор, где сжимаются, повышается их давление и температура. При сжатии в компрессоре от внешнего источника (электродвигателя) подводится работа lцикла. Нагретые пары хладагента поступают в конденсатор, где отдают свое тепло Q1 в систему отопления помещения и за счет отдачи теплоты конденсируются (превращаются в жидкость) при постоянном давлении и температуре. Жидкий хладагент поступает в дроссель, где его давление падает до давления в испарителе, а температура снижается до температуры низко потенциального источника. Цикл замыкается.

Экспериментальная установка включает в себя: 1 — компрессор; 2 — конденсатор; 3 — дроссельный вентиль; 4 — испаритель; 5 — электродвигатель; 6 — манометры; 7 — хромель-копелевые термопары; 8 — переключатель термопар; 9 — милливольтметр; 10 — барометр; 11 — термометр.

1. Включить установку в сеть.

2. Дождаться выхода работы установки на стационарный режим, о котором свидетельствует неизменность показаний манометров.

3. Измерить при помощи манометров давление за компрессором и за дроссельным вентилем перед испарителем. Результаты занести в табл. 1.

4. С помощью барометра измерить атмосферное давление барометром В , Па. Результаты занести в табл. 1.

5. Измерить температуру окружающей среды термометром t о с,С. Результаты занести в табл. 1.

6. При помощи термопар и милливольтметра измерить температуры в конденсаторе и испарителе в милливольтах и, пользуясь градуировочной таблицей (Приложение 2), перевести их в градусы Цельсия с учетом поправки на холодный спай термопар (к табличному значению температуры в С прибавить температуру окружающей среды). Результаты занести в табл.1. тепловой насос цикл экспериментальный

Ссылка на основную публикацию
Adblock detector