![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с
.pdfВеличины Qx, QK, Nr и Кк служат для подбора или расчета ха рактеристик теплообменных аппаратов и компрессора установ ки (см. п. 6 данной главы).
В случаях, когда холодильная установка представляет собой единый блок и подбор ее осуществляется по величине холодиль ной мощности, возникает необходимость в пересчете холодиль ной мощности для других условий, т. е. определение мощности установки, обеспечиваемой в одних условиях (/,, и tK), если из вестна холодильная мощность этой установки при других усло виях. Такой пересчет осуществляется по формуле
|
|
Q* — Qx X(7x^i |
(106> |
|
|
|
|
|
|
где Qx— холодильная мощность |
установки при коэффициенте |
|||
подачи К |
удельной холодопроизводительности qK и |
|||
удельном объеме хладагента перед компрессором щ;. |
||||
Qx — холодильная |
мощность установки при новых |
услови |
||
ях ((„ и |
(к), |
в которых |
%' — коэффициент |
подачи, |
qX— удельная |
холодопроизводителыюсть и |
ѵ [— |
удельный объем перед компрессором.
Значения qx, q^, Ѵ\ и ѵ[ определяются по диаграмме соответст
вующих циклов (на і—Igp-диаграмме). Коэффициенты подачи рассчитываются по уравнениям (50), (51), (52), (53), (54).
Если необходимо определить режим работы ПКХУ в кон кретных условиях, то это можно сделать после построения ха рактеристик ПКХУ и охлаждаемого объекта.
П р и м е р |
10. Подобрать оборудование холодильной установки для |
кон |
|||||||||||||
диционирования воздуха в выработках шахты по следующим |
данным: |
уста |
|||||||||||||
новка |
подземная, средняя температура холодоносителя |
(воды) |
в |
испарителе |
|||||||||||
+ 5° С; |
|
холодильная |
мощность |
установки |
350 |
квт; |
начальная |
температура |
|||||||
воды, |
охлаждающей |
конденсатор, 27° С; |
возможный |
расход |
воды, поступаю |
||||||||||
щей на охлаждение конденсатора, 70 м3/ч |
(1,94 кг/сек). |
|
|
|
|
|
|
||||||||
Так как проектируется подземная холодильная установка, то в качестве- |
|||||||||||||||
хладагента принимаем фреон-12. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Согласно (101), принимаем температуру испарения |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
tn = 5 — 5 = |
0°С. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
При температуре испарения 0° С и температуре конденсации 35° С ср=1,191 |
|||||||||||||||
(см. рис. 22), тогда тепловая мощность конденсатора |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
QK= |
1,19 ■350 = |
417 |
квт. |
|
|
|
|
|
|
|
|
В этом случае приращение |
температуры охлаждающей |
воды |
в конден |
||||||||||||
саторе |
|
составит |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Дt = - <2к |
417 |
|
= 5 ,1°С. |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
с\ѴК |
4, 19 - 1, 94 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
По |
выражению |
(100) определяем температуру |
конденсации |
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
и = -27,04-32,1 |
4 |
5 = |
35°С. |
|
|
|
|
|
|
||
По |
і — Igp-диаграмме фреона-12 (приложение |
II) |
находим |
|
давление |
в |
|||||||||
испарителе 3,08 |
бар |
и в конденсаторе 8,46 |
бар. Принимаем |
перегрев пара |
в |
90
регенеративном теплообменнике 10° С, тогда, согласно диаграмме, изменение энтальпии пара и конденсата в этом аппарате составит 4,3 кдж/кг.. Энталь пии хладагента в характерных точках цикла (см. рнс. 6, 6 ) іі=574 кдж/кг;
і j =578,3 кдж/кг; і ’ =597 кдж/кг: і2= і й =452,7 кдж/кг п /2 = 457,0 кдж/кг. Основные показатели цикла:
рх = 578,3 — 452,7 = 125,6 кдж/кг;
qK = 597,0 — 452,7 = 144,3 кдж/кг;
/ = 597,0 — 578,3 = 18,7 кдж/кг;
Необходимым расход хладагента в контуре установки |
|
|
|
||||||||
|
|
М = |
350 |
кг/сек. |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
125,6 |
|
|
|
|
|
||
Тепловая мощность конденсатора |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
QK = 144,3 • 2,79 = 4 0 3 квт, |
|
|
|
|
|||||
что практически соответствует принятой ранее величине. |
|
перед |
компрессо |
||||||||
По і — lgp-дііаграмме определяем удельный объем пара |
|||||||||||
ром (при давлении 3,08 бар |
и |
|
температуре |
+10° С), |
который |
равен |
|||||
0,0585 м3/кг. Тогда необходимая производительность компрессора |
|
|
|||||||||
Ѵк = |
0,0585 ■2,79 = |
0,163 мз/сек = |
9,8 |
мз/мин. |
|
|
|||||
Мощность на |
|
валу компрессора |
согласно (57) |
|
|
|
|
||||
|
|
іѴе |
18,7 • 2,79 |
квт. |
|
|
|
|
|||
|
|
0,9 |
|
= 65,5 |
|
|
|
|
|||
|
|
|
■0,885 |
|
|
|
|
|
|||
Индикаторный |
|
адиабатный |
к. п. д. компрессора определяется |
по |
уравне- |
||||||
мню (56) с учетом |
(54): |
273 |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
гі,- |
+ |
0,0025 = 0,885. |
|
|
|
|
|||
|
|
= |
— |
|
|
|
|
||||
|
|
“ зл |
308 ~ |
|
|
|
|
|
|
||
Мехашіческий |
|
к. п. д., |
согласно |
приведенным |
выше |
рекомендациям, при |
|||||
мят 0,9. |
холодильная |
мощность при заданных температурах |
испаре |
||||||||
Необходимая |
ния и конденсации может быть обеспечена агрегатом МФ-350, состоящим из лоршневого компрессора ФУУ-175, испарителя ИТР-210р и конденсатора КТР-1-lOp.
Фактический режим работы установки может быть установлен на осно вании совместного анализа характеристик холодильного агрегата и охлаж даемого объекта.
Г л а в а I I I
ВОЗДУШНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ 1. Схема и теоретический рабочий процесс
Парокомпрессорные холодильные установки экономичны и компактны, однако необходимость применения специальных хладагентов является их серьезным недостатком. Этих недостат ков нет у воздушных холодильных установок (ВХУ).
Воздушная холодильная установка (рис. 34, а) состоит на компрессора, теплообменника ТОи в котором сжатый в ком прессоре воздух отдает тепло или непосредственно окружающей среде, или охлаждающей воде; детандера Д и теплообмен ника Т02 (холодильной камеры), в котором холодный воздух после расширения в детандере отбирает тепло от охлаждаемой среды.
Теоретический (идеальный) рабочий процессе холодильной установки в координатах Т — 5 показан па рис. 43,6. В идеаль ном случае сжатие и расширение воздуха происходит адиабатно, теплообмен в аппаратах ГО, и Т02— изобарно. В отличие от ПКХУ, в воздушной установке невозможен изотермический подвод и отвод тепла, поэтому даже теоретический цикл такой установки отличается от цикла Карно.
Холодильная мощность |
установки, работающей по такому |
||
циклу, |
Qx = Щ х = Мср (7\ — Тв), К В Т , . |
(107) |
|
|
|||
где |
М — массовая |
производительность |
компрессора,. |
|
кг/сек; |
|
■ |
|
Ср — средняя массовая теплоемкость воздуха в интер |
||
Ті |
вале температур 11 —/в, кдж/кг-град; |
||
и Тв —• соответственно абсолютные температуры охлаж |
|||
|
даемой среды и воздуха после |
расширения в |
детандере, ° К;
Тепловая мощность, отводимая в |
теплообменник |
ТОь |
Ql = Щ і Мср(Га - |
Т2), квт, |
(108) |
где Т2 и Т&— абсолютные температуры окружающей среды и воздуха после адиабатного сжатия в компрес соре, °К.
92
Теоретическая мощность, затрачиваемая при работе компрес сора (при условии, что потери энергии и охлаждение воздуха при сжатии отсутствуют),
Л^к = Мер(Та Ті), квт. |
(109) |
Теоретическая мощность на валу детандера при вышепри веденных условиях
N, = Mcp(T2- T B), к в т . |
( П О ) |
Рис. 43. Воздушная холодильная установка:
а — схема: б — теоретический рабочий процесс
Тогда холодильный коэффициент рассматриваемого цикла
Qx |
М с р і п - Т ъ ) |
г ~ Л / к - І Ѵ д - |
M c p i T a - T J - M c p i T i - T » ) - |
Пренебрегая различием изобарных теплоемкостей, входящих в это уравнение, получим *
8 = |
(ІИ) |
|
П |
Так как для адиабатных процессов сжатия и расширения воз духа имеем
то
(112)
где ß= — — степень изменения давления воздуха в цикле.
Р \
Холодильный коэффициент обратного цикла Карно и анало гичных условиях составил бы
Тх
Из анализа уравнений (112) и (113) видно, что идеальный холодильный коэффициент цикла ВХУ всегда меньше, чем цикла Карно. Снижение холодильного коэффициента рассматривае мого цикла объясняется необходимостью увеличения темпера туры воздуха в компрессоре сверх Т2 и уменьшения температуры в детандере ниже Т} для обеспечения изобарного теплообмена в аппаратах ТО\ и Т02. Как видно из уравнения (112), снижение степени повышения давления в компрессоре увеличивает эконо мичность цикла, однако в этом случае снижается и удельная холодопроизводительность, т. е. при той же холодильной мощ ности установки необходимо увеличивать производительность компрессора.
Из-за малой теплоемкости воздуха даже при сравнительно небольших холодильных мощностях ВХУ необходимая произво дительность компрессора велика, поэтому в этих установках используются турбокомпрессоры.
2. Фактический рабочий процесс холодильной установки
Реальный цикл воздушной холодильной установки отличается от теоретического идеализированного цикла, рассмотренного в предыдущем параграфе.
В первую ^очередь отличие это объясняется потерями (дисси пацией) энергии в реальной установке. В основном потери энергии имеют место в компрессоре и детандере. '
В воздушной холодильной установке для сжатия воздуха используются турбокомпрессоры. Теоретический рабочий процесс неохлаждаемого нагнетателя (компрессора) представляет собой обратимый процесс адиабатного сжатия — линия / — а (рис. 44). Удельная работа, затрачиваемая на получение сжатого воздуха в этом случае, эквивалентна площади С — а — 3 — Е и равна
/т = гА ТЯ(Га - Г 1). |
(114) |
В реальной машине вследствие сопротивления проточной части компрессора часть энергии, подводимой к газу, расхо дуется на преодоление сопротивлений. Эта энергия, как известно, преобразуется в тепло, которое сообщается потоку газа (пере дачей тепла в окружающую среду можно пренебречь). При анализе обычно принимают (см. п. 4 главы II), что сжатие воз духа происходит без потерь, но с подводом тепла, эквивалент
9 4
ного энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивлений. В таком случае процесс сжатия будет представлять собой п.олитропный процесс о m>k, изображаемый отрезком 1 — а'. Удель ная работа, затрачиваемая на сжатие воздуха, при этом экви валентна площади С — 1 — а' — 3 — Е и равна
(115)
т — 1
где т — показатель процесса сжатия газа.
На преодоление сопротивлений расходуется работа, эквивалент ная площади D—а —1— С
(равная теплу, подводимо му к газу при сжатии).
Полная удельная рабо та, затрачиваемая в реаль ном компрессоре на полу чение сжатого воздуха (без учета механических и объ емных потерь), будет экви валентна площади D—а'— 3—Е и может быть рассчи тана по формуле
I= - ± - R ( T ' a- T 1). (116)
к— 1
Для |
характеристики |
|
||
аэродинамического |
совер- |
р,1С 44. Процессы сжатия и расши |
||
шенства |
неохлаждаемого |
рения воздуха в ВХУ |
||
компрессора |
используется |
|
||
внутрениий |
|
(политропный) |
|
к. п. д., представляющий собой отношение фактической работы,
затрачиваемой на сжатие |
газа, |
к полной работе, |
учитывающей |
|
и потери энергии в машине, |
L |
т (k — 1) |
|
|
Г); = |
(117) |
|||
— = |
--- -------- |
|||
|
I |
к (т — 1) |
|
|
Полный к. п. д. компрессора |
|
(118) |
||
’Ік = |
V ’ll*.. |
где т)ок и г)М|{ — соответственно объемный и механический к. п. д.
компрессора.
При анализе работы неохлаждаемых воздушных турбоком прессоров, так же как и для поршневых машин, используют адиабатный к. п. д. [см. уравнение (60) в предыдущей главе]
k — 1 R(Ta -Тг) |
(119) |
|
^дк = т = |
|
|
И( К~Т г ) |
7 , - П |
|
к— 1 |
|
95
Полный адиабатный к. п.д. компрессора определяют по фор муле (61).
Потери энергии имеют место и в детандере. Теоретический процесс расширения воздуха в детандере — обратимый адиабат ный процессе (линия 2 — Ь рис. 44). Работа, совершаемая воз духом, в этом случае эквивалентна площади А — 2 — 5 — G и может быть определена по формуле
<120)
Наличие сопротивлений приводит к тому, что часть энергии воздуха затрачивается на их преодоление и в результате преоб разуется в тепло. При отсутствии охлаждения детандера это тепло сообщается расширяющемуся воздуху. Принимая условно, что в детандере отсутствуют потери, по к воздуху подводится тепло, эквивалентное им, получим процесс расширения 2■— b'. Работа, совершаемая воздухом в детандере, будет эквивалентна площади В — Ь' — 2 — 4 — /"и равна
/д = — 2L T / ? ( 7 ’, - 7 ’ ; ) . |
( 1 2 1 ) |
Потери энергии, эквивалентные теплу, подводимому к воз духу, определяются площадью В — Ь' — 2 — А. Таким образом, полезная работа воздуха, эквивалентная площади Л — 2 — 4 — F, будет
l i t = - ± - R ( T ü - T ' B). |
( 1 2 2 ) |
Я— 1 |
|
Внутренний к. п.д. детандера, определяющий его аэродинамиче ское совершенство,
Т Г Г « ( Т- - - Т°) |
k (in— l) |
1Ф\, |
( 1 2 3 ) |
—Гр |
m{k — l) |
|
|
Полный к. п.д. детандера |
|
Ид = Ч Ѵ К . |
(І24) |
где г|од и іуМд — соответственно объемный и механический к .п.д.
агрегата.
При расчетах используют и адиабатный к. п.д. детандера
(д_ = Т = Т * ( Г» - Г«> |
т , - т в’ |
|
T 2 - |
( 1 2 5 ) |
|
|
T D |
Т 1 Т « 1 Ъ - т1
96
Полный адиабатный к. п.д. детандера
= тІаддПо„т1м |
(126) |
Реальный цикл ВХУ отличается от теоретического не только наличием потерь энергии в элементах установки. В реальной установке для обеспечения теплообмена между воздухом и ох лаждающей или охлаждаемой средой необходимо, чтобы конеч ная температура воздуха, выходя щего из теплообменника ТО\ (см.
рис. 43, я), была выше темпера туры охлаждающей среды (Т2), а температура воздуха, выходящего из холодильной камеры (ТОі), была ниже температуры охлаж даемой среды (Г'і). Реальный цикл ВХУ имеет вид 1'—а'— 2'—Ь' (рис. 45). На этом же ри сунке пунктиром показан идеаль ный цикл установки в аналогич ных условиях (линия 1—а—2—Ь). Как видно из рисунка, в реаль ном цикле за счет потерь в де тандере и конечной разности тем ператур в холодильной камере снижается удельная холодопроиз водительность установки (пло щадь В—Ь'—1'—С вместо А—
b—1—С в идеальном цикле. Удельная работа никла, наоборот, увеличивается (площадь В—Ь'—I'—С—D—а'—2'—А вместо ) —а—2—Ь).
Учитывая потери энергии в компрессоре и детандере, полу чим следующее выражение холодильного коэффициента реаль
ного |
цикла: |
|
|
|
е = |
{Т\ - К)__________ |
(127) |
|
|
||
|
|
■ ( К - Т І ) - с р Ѣ д д ( т ' - Т в) |
|
|
|
■ЧЭДк |
|
где |
т)адк— полный адиабатный к. п.д. компрессора, |
представ |
ляющий собой отношение теоретической мощности, потребляемой компрессором на его валу при обра тимом адиабатном (S = const) сжатии воздуха, к фактической мощности на валу машины;
г)адj — полный адиабатный к.п.д. детандера, представ ляющий собой отношение фактической мощности на
,его валу к теоретической мощности при обратимом адиабатном расширении воздуха.
4 Цейтлин Ю. Л. |
97 |
Анализ уравнения (127) показывает, что в отличие от идеаль ного цикла, холодильный коэффициент которого тем выше, чем меньше степень изменения давления в установке, в реальном цикле максимальное значение холодильного коэффициента до стигается при определенной (оптимальной) степени изменения давления воздуха в цикле,
П р и м е р 11. Определить основные показатели работы ВХУ для сле дующих данных: необходимая холодильная мощность 50 квт; температура
окружающей среды 27° С и давление |
1 бар; степень изменения давления воз |
духа в компрессоре н детандере 3 |
(см. рис. 43); температура охлаждаемом |
среды —3° С; полный адиабатный |
к. п. д. детандера и компрессора 0,8 |
(внутренний к. п. д. этих машин 0,9); разность температур воздуха окру жающей Atz и охлаждаемой At, сред 5° С.
Определяем |
температуру воздуха на входе в компрессор Т1 и в детан |
дер То (см. рис. |
45): |
Т[ = 270 — 5 = 265° К,
Т 2 = 300 + 5 = 305° К.
По известным из термодинамики соотношениям между температурой и давлением газа в адиабатном процессе рассчитываем температуры Та и
к—1 |
0,286 |
|
|
r ’ = T ; ß fc |
==265-3 |
= 363° К, |
|
Т, |
д0,286305 |
= 223° к. |
|
По выражению (119) определяем конечную температуру воздуха в ком |
|||
прессоре, учитывая, что вместо Т4 в (119) |
необходимо |
подставлять Т j , а |
|
вместо Га Га, тогда |
|
|
|
Т’а = т [ + (Та - Т\) — |
= 265 + |
(363 - 265) |
= 374° К. |
* 4
Аналогично из (125) получаем температуру воздуха после детандера (с учетом того, что вместо Г2 в уравнение (125) подставляем Г2 и вместо
Г„ г ;):
Г' = То — ( То — Г") т)' = 305 — (305 — 223) 0,9 = 231° К.
Удельная холодопроизводительность цикла
qx = ср (Т[ — Га) = 1 (265 — 231) = 34 кдж/кг.
Необходимый массовый расход воздуха
50 М = = 1,47 кг/сек = 87,3 кг/мин.
34
98
Объемная производительность компрессора, приведенная к условиям вса сывания,
РТ[ |
287-265 |
|
|
|
Ѵк - - -------М = |
---------------87,3 = 66,5 м3/мин. |
|
||
Pi |
l°ä |
|
|
|
Мощность на валу компрессора |
|
|
||
N K = Мер ( г ; - |
т \ ) |
= 1,47-1(363 - |
265) ^ = |
180 квт. |
Мощность на валу детандера |
|
|
||
Мд - Мер (Т'3 - |
Тв) і1аДд = 1,47-1 (305 - |
223) 0,8 = |
96,5 квт. |
|
Затрачиваемая мощность |
|
|
|
|
|
N = 180,0 — 96,5 = 84,5 квт. |
|
||
Холодильный коэффициент установки |
|
|
При таких же условиях показатели работы идеальной уста новки, рассчитанные по формулам (108) —(112) следующие: затрачиваемая мощность 18,7 квт, объемная производительность компрессора 45,5 м3/мин, холодильный коэффициент 2,67. Таким образом, в реальной установке необходимая производитель ность компрессора примерно в полтора раза превышает теоре тическую, затрачиваемая мощность превышает теоретическую более чем в четыре раза, а холодильный коэффициент меньше теоретического в четыре раза.
3. Способы повышения экономичности работы установки
Для повышения экономичности работы ВХУ широко приме няется регенерация тепла. Схема с регенерацией тепла показана на рис. 46, а. Кроме теплообменных аппаратов ТОі и Т 02 в уста новке предусматривается использование еще одного теплооб менника— Р (регенератора), в котором происходит теплообмен между воздухом, выходящим из ТО\ и Т02. Теоретический рабочий процесс такой установки показан на рис. 46, б. Пункти ром показан теоретический цикл ВХУ без регенерации при тех же температурах Ті и Т2. Холодильный коэффициент теоретиче ских циклов с регенерацией и без регенерации тепла одинаков. При регенерации тепла затрачиваемая работа определяется площадью b — Г — а' — 3 и равна
|
/, = |
ср (Тл- 7\) - |
(Т2 - |
Тв) = Ср (Та - 7\ - Т2 + |
Тв). |
(128) |
||
В цикле |
без |
регенерации |
работа |
определяется |
площадью |
|||
b — 1 |
— а — 2 и равна |
|
|
|
|
|||
I |
= |
(Та - |
Т2) - |
Ср(7\ - |
Тв) = |
(Га - Т 2- Т г + |
Тв). |
(129) |
4* 99