3.2. Исследование режимов работы судовой системы комфортного кондиционирования воздуха (летний режим кондиционирования)
Модуль №1: «Оптимизация работы СХУ» по дисциплине «Вспомогательное энергетическое оборудование и его эксплуатация» 2009–2010 учебный год.
Вариант модульной задачи
Задача. Центральная рециркуляционная высоконапорная ССККВ спроектирована и работает при следующих параметрах окружающей среды: tн.в.=35оC, φп.=70% и tэ.в.=30оC. В кондиционируемых помещениях поддерживается температура воздуха tп.=24оC при относительной влажности φп.=60%. Коэффициент рециркуляции kр=0,6. Как изменится (%) теоретическая мощность и холодильный коэффициент холодильной установки кондиционера, если перейти: а) на 100% рециркуляцию, б) на прямоточную систему кондиционирования. Теплопритоки в кондиционируемые помещения Qп=20кВт. Уклон процесса тепловлагоассимиляции εл=30∙103 кДж/кг вл.
Решение:
Определяем параметры наружного воздуха
Задано: tн.в.=35ºC, Определяем Hн.в.=99 кДж/(кг с.в.)
φн.в.=70% . dн.в.=25 г вл../кг с.в.
Определяем параметры воздуха в кондиционируемых помещениях
Задано: tп=24ºC, Определяем Hп=52,4 кДж/кг с.в.
φп=60%. dн.в.=11,2 г вл./кг с.в.
Задаётся подогревом воздуха в воздуховодах → (∆tв.в.=1…3ºC) в зависимости от длины воздуховодов. Принимаем среднюю длину воздуховода, тогда ∆tв.в.=2ºC. С точки «П» вертикально вверх по d=idem откладываем 2ºC, получаем точку «К». Процесс П-К характеризует нагрев воздуха в коридоре и воздуховоде по пути к центральному кондиционеру.
Hк=54,3 кДж/кг с.в. dк.= dп.=11,2 г вл./кг с.в.
рис.1. Цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере с рециркуляцией воздуха
Соединяем точки «Н» и «К» прямой линией. Делим её на 10 частей и 6 частей откладываем (отсчитываем) от точки «Н», получаем точку «С», то есть удовлетворяем заданной степени рециркуляции. От точки «С» откладываем вверх по линии d = idem нагрев воздуха в вентиляторе: ∆tэ.в.=1…3ºC, (в зависимости от давления воздуха в воздуховодах СКВ (низконапорная, средненапорная или высоконапорная, соответственно). Так как по условию задачи рассматривается высоконапорная СКВ, то принимаем ∆tэв=3ºC. Отложив ∆tэв, получаем точку 1, соответствующую входу воздуха в воздухоохладитель. Определяем параметры воздуха в этой точке:
H1=76 кДж/кг с.в. d1 = 17,0 г вл. /кг с.в.
Через точку «П» проводим заданный уклон процесса εл=30∙103кДж/кг вл.
Для этого произвольно принимаем ∆dх=1гвл../кг с.в., тогда
∆Hх=ε∙∆dх=30∙103∙1∙10-3=30 кДж./кг с.в.
Определяем параметры вспомогательной точки «Х»
∆Hх= Hп+∆Hх=52,4+30=82,4 кДж./кгсв dх= dп.+∆dх=11,2+1=12,2 гвл /кгсв |
|
На пересечении линий Hх и dх= idem, определяем положение вспомогательной точки «Х». Через точки «Х» и «П» проводим прямую X-F до пересечения с φ = 100%
Через точку 1 и «F» (или любую точку левее точки F) проводим прямую. На образовавшемся угле 1FХ строим треугольник, проведя между сторонами 1F и FХ вертикальную линию длиной ∆tвв, то есть ∆tвв=2 ºC. Точка пересечения этой вертикальной линии со стороной 1F, обозначенная на рис.1 цифрой 2, является точкой выхода воздуха из воздухоохладителя, а её параметры: H2=43,5 кДж/кг с.в. и d2=11 г вл. /кг с.в. характеризуют соответствующее состояние воздуха. Точка пересечения этой вертикальной линии с прямой П-F, является точкой входа (подачи) воздуха в кондиционируемые помещения, а её параметры: H3=45,5 кДж/кгс.в. и d3= d2=11 г вл. /кг с.в. также характеризуют соответствующее состояние воздуха. Итак, цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере и системе кондиционирования построен. Теперь рассчитываем процессы, образующие этот цикл:
— определяем количество воздуха, которое необходимо подавать в кондиционируемые помещения для тепловлагоассимиляции:
Мв = Qпр/(Hп – H3) = 20/(5,24–4,55)=2,8986 кг/с |
— холодопотребность холодильной машины, обслуживающей ССККВ:
Qо= Мв (H1 + H2) = 2,8986·(76 – 43,5) = 94,2 кВт |
|
Переходим к расчёту холодильной установки, обслуживающей кондиционер
Определяем температуру конденсации пара хладагента:
tк = tз/в + ∆tк = 30ºC + (5…8)ºC = 36ºC |
|
Определяем температуру кипения хладагента:
tи = tвв – (8…10)ºC = 15,8 – 10 = 6ºC. |
|
Примечание: Принимаем непосредственную систему охлаждения воздухоохладителя.
3. По этим температурам и данным в состоянии насыщения используемого хладагента (R22) определяем:
— давление конденсации хладагента
pк = ƒ(tк) = 1,387 МПа |
|
— давление кипения (испарения) хладагента
pи=ƒ(tи) = 0,6027 МПа |
|
Рассчитываем отношение давлений конденсации и испарения π = рк/ ри=2,3=<<8, поэтому принимаем простой одноступенчатый холодильный цикл c непосредственной системой охлаждения.
Рис.1. Теоретический цикл простейшей одноступенчатой холодильной установки, обслуживающей ССККВ
Тогда термодинамические свойства хладагента в точке 1 определяются по температуре кипения tи = 6ºC, используя таблицы свойств R22 в состоянии насыщения:
h1=307,57 кДж/кг; s1=307,57 кДж/(кг∙К); υ1=0,03908 м3/кг; |
Термодинамические свойства хладагента в точке 2 определяются из условия: s2 = s1 = 1,7400 кДж/(кг∙К); и р2 = рк = ƒ(tк) = 1,387 МПа=~14 бар.
Точка 2 находится в области перегретого пара на пересечении изобары р2=14 бар и s2 = 1,74 кДж/(кг∙К). С помощью lgp,h диаграммы определяем энтальпию перегретого пара в этой точке: h2 = 327,5 кДж/кг. По таблицам свойств R22 в состоянии насыщения: определяем h5 = h4 = 144,07 кДж/кг.
Тогда холодильный коэффициент:
ε=q0/ lцикл = (h1 – h5)/(h2 – h1) = (306,57 – 144,07)/(327,5 – 306,57) =7,77 |
Теоретическая мощность:
NТ = М∙(h2 – h1) = 0,4450∙(327,5 – 306,57) = 9,314 кВт, |
где М расход хладагента через компрессор
М = Q0/q0=88,41/198,67=0,4450 кг/с |
|
Переходим на 100% рециркуляцию приточного воздуха
К 100%-ой рециркуляции приточного воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, переходят в том случае, когда наружный воздух загрязнён пылью (разгружается цементовоз), либо имеет неприятный запах (разгружается скотовоз). Правда, не исключается и такое «дикое» обоснование, как экономия топлива на здоровье экипажа судна
В этом случае точкой забора воздуха в воздухоохладитель будет точка «К», имеющая в рассматриваемом случае параметры воздуха Нк=54,3 кДж/кг с.в. и dк=11,2 г вл. /кг с.в.. При этом температура поверхности воздухоохладителя, как и коэффициент охлаждения воздуха в воздухоохладителе практически не изменяются. Следовательно, температура приточного воздуха, подаваемого в помещение, практически не изменится (во всяком случае, определить такие изменения с помощью H,d диаграммы не возможно). Однако, холодопотребность ССККВ, изменится:
Q0* = Мв ·(Нк – Н2) = 2,8986 (54,3 – 43,5) = 31,30 кВт |
Пренебрегаем изменением температуры воздуха на выходе из воздухоохладителя, поэтому холодильный коэффициент ε холодильной установки, обслуживающей ССККВ, не изменится. Мощность холодильной машины, обслуживающей ССККВ, изменится, поскольку изменилась холодопотребность ССККВ:
NТ* = М*·(h2 – h1) = 0,1575·(327,5 – 306,57) = 3,297 кВт, |
где М* изменившийся расход хладагента через компрессор
М* = Q0*/q0=31,30/198,67=0,1575 кг/с |
|
Вывод: при переходе на 100%-ную рециркуляцию мощность холодильной установки уменьшилась в 2,8 раза!
Теперь рассмотрим вариант прямоточной системы кондиционирования (например, на судне один из членов экипажа заболел свиным гриппом или есть «лишнее» топливо, которое в силу сложившейся ситуации нельзя списать либо реализовать).
В этом случае в кондиционер подаётся чистый наружный воздух с параметрами точки Н. Естественно, при этом изменится холодопотребность системы кондиционирования:
Q0** = Мв·(Нн – Н2) = 2,8986·(99 – 43,5) = 160,87 кВт |
Тогда мощность, потребляемая холодильной машиной, также изменится.
NТ** = М**·(h2 – h1) = 0,8097·(327,5 – 306,57) = 16,95 кВт; |
где М** изменившийся расход хладагента через компрессор
М** = Q0/q0 = 160,87/198,67 = 0,8097 кг/с |
|
Следовательно, мощность холодильной установки увеличилась в 1,8 раза!
Общий вывод: перевод ССККВ на 100% рециркуляцию приводит к уменьшению потребляемой мощности почти в три раза, но ухудшается качество приточного воздуха, подаваемого в помещения.
В то же время, переход на прямоточную систему кондиционирования вызывает повышение потребляемой мощности почти в два раза, но улучшается качество приточного воздуха.