Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Холодильные машины для охлаждения промежуточного хладоносителя. Методические указания к лабораторным работам
.pdf
8. Определить холодопроизводительность «брутто»
э
э
ном
∙
100%
25 50 75 100
дв
0,83 0,87 0,89 0,89
9. Оценить величину теплопритоков в коммуникациях ∆
охлаждаемому теплоносителю ∆. Проверить величину
бр
о
.
и к
тр
НТ
по
он
внешнему балансу теплопритоков к теплоносителю.
10. Составить общий тепловой баланс холодильной машины,
предварительно вычислив тепло, подведенное к рабочему телу в
компрессоре за счет сжатия
∆
. Несоответствие количества подведенного и отведенного тепла
КМ
и отведенное охлаждающей водой
КМ
не должно превышать 10-15%.
11. Определить эффективную, индикаторную и теоретическую
мощности, вычислив холодильные коэффициенты, действительный и
практический КПД машины.
При выполнении расчетов по формулам, приведенным в табл.2,
следует принять: ,
- число оборотов стрелки расходомеров (один
оборот соответствует объему 0,1 м3); плотность и теплоемкость воды
= 4,187 кДж (кг∙К),
= 1000 кг/м3; концентрация этиленгликоля
ξ = 35%; коэффициент теплопередачи от хладона к воздуху через
корпус конденсатора
от воздуха к кипящему хладону и холодному теплоносителю
через слой тепловой изоляции ≈
поверхность корпуса конденсатора
= 17,4 Вт/(м2∙К); коэффициент теплопередачи
к
= 3,5 Вт/(м2∙К); наружная
= 2,7м2, внешние поверхности
испарителя и системы с теплоносителем с учетом слоя изоляции
= 4,2 м
е(х.х)
2
и
= 4,7 м2; мощность холостого хода компрессора
= 1 кВт; мощность насоса
= 2 кВт. КПД электродвигателя
найти по табл.3 в зависимости от нагрузки
э
∙100%;
ном
э
ном
э
=22кВт
Таблица 3
12. На основе расчета построить следующие графики:
НТ
а)
= f(T
б)
в)
о
= f(T
е
= f (T
д
) при T
o
),
o
),
o
= f(T
д
= f(T
= const;
к
),
o
т
) приT
o
= f(T
= const.
к
) приT
o
= const;
к
21
Лабораторная работа №2
Анализ энергетических потерь в элементах одноступенчатой
паровой холодильной машины
Цель работы: определить общую энергетическую эффективность
парокомпрессионной холодильной машины, выяснить, в каких ее
элементах имеют место основные необратимые потери, оценить
порядок величин этих потерь и указать принципиальные пути их
уменьшения.
Энергетическая эффективность холодильной машины
оценивается величинами холодильного коэффициента ε и
коэффициента обратимости
.[1]. Оба коэффициента позволяют
обр
сравнить различные варианты однотипных по виду используемой
энергии холодильных машин. Коэффициент обратимости, кроме того,
показывает степень термодинамического совершенства холодильного
цикла и представляет собой отношение работ в обратимом и реальном
циклах при одинаковом количестве отведенной теплоты и при тех же
внешних источниках. Разность работ реального и обратимого циклов
есть сумма энергетических потерь вследствие необратимости
процессов в элементах машины. Такая суммарная оценка потерь не
позволяет выявить наименее совершенные процессы и, следовательно,
наметить пути их улучшения. Поэтому, необходимо произвести
оценку потерь по элементам и процессам машины. Такой
поэлементный анализ потерь в холодильной машине быть выполнен с
помощью энтропийного или эксергетического методов [1,6].В данной
работе применен энтропийный метод, в котором для определения
величин необратимых потерь процессов используется уравнение ГюиСтодолы. На основании первого и второго законов термодинамики для
обратных циклов уравнение Гюи-Стодолы имеет вид:
∆=
.
∆,
где ∆– увеличение работы цикла, вызванное необратимостью процессов;
– температура окружающей среды;
.
∑
∆ – суммарное
приращение энтропии всех тел, принимающих участие в процессах.
При анализе холодильных циклов под окружающей средой
следует понимать источник высокой температуры с бесконечно
22
большой теплоемкостью и с постоянной температурой, равной
№
Параметр
Размерность
Режимы
I II
III IV 1
=98,07(
+1)
кПа 2
=98,07(
+1)
кПа 3
вс=98,07(
вс
+1)
кПа 4
T
.с
K 5
T
К 6
T
К 7
кДж/кг
8
кДж/кг
9
кДж/кг
10
кДж/кг
11
кДж/кг
12
кДж/кг
13
К 14
кг/с 15
кг/с 16
е=
э
∙
дв
кВт
начальной температуре среды, охлаждающей конденсатор.
Схема стенда для испытания одноступенчатой паровой
холодильной машины представлена на рис.1.
1. Обработка экспериментальных данных
1. Необходимые для расчетов данные выбираются из протоколов
испытания холодильной машины, выполненного в лабораторной
работе №1 «Определение эксплуатационных характеристик
одноступенчатой паровой холодильной машины» и вносятся в
табл.4.
Таблица 4
п/п
диаграмме T-S (рис. 7).
2. По параметрам узловых точек необходимо построить цикл в
23
Рис. 7. Цикл холодильной машины в TS-диаграмме
Следующим этапом обработки экспериментальных данных
является определение перерасхода энергии на привод компрессора
холодильной машины, обусловленного необратимостью процессов в
ее элементах: в испарителе, конденсаторе, компрессоре,
регулирующем вентиле и маслоотделителе.
Испаритель.
В испарителе данной холодильной машины происходит
теплообмен между хладоагентом и внешним источником низкой
температуры - раствором этиленгликоля.
Процесс теплообмена осуществляется при конечной разности температур между указанными средами и, следовательно, является
внешне необратимым. Это приводит к перерасходу работы, который
можно определить по принципу Гюи-Стодолы:
∙∆
исп
сист
,
исп
- возрастание
сист
где
∆
исп=о.с
- температура окружающей среды, К, ∆
о.с
энтропии термодинамической системы, кДж/(кг∙К).
24
В качестве окружающей среды следует принять воду с температурой
Tw1. В рассматриваемом случае система состоит из двух компонентов –
хладоагента и теплоносителя. Третий компонент – материал
испарителя – в установившемся тепловом режиме можно не
учитывать. Схема процесса теплообмена показана на рис.8. На
рисунке площади a-d-e-b и a-4-5-1-c, изображающие количества
теплоты соответственно отводимого от теплоносителя и подводимого
к хладоагенту, согласно тепловому балансу равны.
Рис. 8. Схема процесса теплообмена в испарителе
Возрастание удельной энтропии хладоагента ∆
как сумму изменений энтропии на участках 4-5 и 5-1:
−
исп
∆
=
где
а
– среднеинтегральная температура на участке 5-1. Т.к
ср.инт
процесс 3-4 изоэнтальпный, то энтальпия
энальпии
.
−
+
ср.инт
,
принимается равной
25
исп
рассчитываем
ср.инт
(−
=
)
.
Уменьшение энтропии теплоносителя находим при условии
неизменности его теплоемкости в заданном интервале температур
∆=∙
Потери мощности в испарителе
расходов хладоагентаа и теплоносителя
.
определяются с учетом
исп
:
∆
исп
=(∆
исп
∙−∆∙
)
∙,откуда
∆
=∙
исп
−
−
+
−∙∙
ср.инт
∙.
Маслоотделитель.
В маслоотделителе исследуемой машины отделение масла
улучшается охлаждением паромасляной смеси в процессе 2-2' (рис.7)
охлаждающей водой. Схема процесса теплообмена в маслоотделителе
между перегретым паром хладоагента и водой изображена на рис.9.
Положение точки W' определяется из условия равенства площадей
а-W'-W''-c и в-2'-2-с.
Возрастание энтропии охлаждающей воды:
−
∆
МО
=
.
Находим уменьшение энтропии хдадоагента:
−
ср.инт
,
)
.
где
МО
∆
=
а
- среднеинтергальная температура на участке 2-2', К,
ср.инт
(−
ср.инт
=
26
Рис. 9. Схема процесса теплообмена в маслоотделителе
Тогда перерасход мощности вследствие необратимости процесса
охлаждения пара в маслоотделителе составит:
∆МО=∆
МО
−∆
МО
=∙(−
∙∙=
)
∙1−
−
ср.инт
−
ср.инт
∙∙=
−
.
Регулирующий вентиль
Регулирующий вентиль увеличивает энергетические потери, так
как в нем происходит внутренне необратимый процесс
дросселирования 3-4 (рис.7). Он совершается без взаимодействия с
внешней средой (адиабатно), поэтому изменение энтропии системы
равно изменению энтропии хладоагента, которое проще всего
определить по диаграмме R22.
Потери мощности в регулирующем вентиле:
∆
=∙∆
р.в.
∙
.
27
Компрессор и конденсатор
Процесс 2'-3 (рис.7) состоит из процессов охлаждения перегретого
пара 2'-6, конденсации 6-6' и охлаждения жидкости 6'-3 ниже
температуры конденсации. Все эти процессы происходят в
конденсаторе и представляют собой теплообмен холодильного агента
с охлаждающей водой при конечной разности температур между
ними. Указанная разность температур может быть снижена до
минимума при бесконечно большой поверхности конденсатора. В
таком «идеальном» теплообменном аппарате конденсация
холодильного агента будет происходить при температуре
охлаждающей воды. Но пары холодильного агента поступают в
конденсатор в состоянии 2' (рис.7) и Т2'>ТW1. Таким образом,
применение идеального конденсатора не исключает необратимый
процесс охлаждения перегретого пара 2'–6 и перерасход мощности.
Отсюда можно сделать вывод о том, что энергетические потери в
процессе 2'–3 следует отнести не только за счет несовершенства
конструкции конденсатора, но также и за счет компрессора.
Схема процесса теплообмена между хладоагентом и
охлаждающей водой в компрессоре и конденсаторе показана на
рис.10. Положение точки W'' определяется из равенства площадей
а-W'-W''-c и a-3-6'-6-2'-b.
Термодинамическая система в этом случае состоит из двух
компонентов: холодильного агента и охлаждающей воды с
температурой
с бесконечно большой теплоемкостью.
Перерасход мощности определяется
∆
=∆
−∆
∙∙.
Возрастание удельной энтропии охлаждающей воды
−
∆
=
.
Для повышения точности анализа, изменение энтропии
холодильного агента определим не по диаграмме, а расчетным путем
отдельно на участках 2'–6 и 6'–3. Процесс охлаждения рабочего тела
6'–3 происходит при средней температуре меньшей, чем температура
конденсации
, но ввиду малого количества теплоты, отводимой в
к
этом процессе, этой разностью пренебрегаем.
28
Рис. 10. Схема теплообмена холодильного агента с охлаждающей
водой
Уменьшение энтропии на участке 2'–6
−
=
ср.инт
,
гдеT
′
ср.инт
=
∆
T
−T
′
ln
–среднеинтегальнаятемпературанаучастке
T
′
T
2′−6,К
Уменьшение энтропии на участке 6–3
−
∆
=
.
Окончательно получаем
∆
=
−
−
T
−
′
−T
T
−
∙
′
+
T
∙∙.
29
Анализ результатов
При анализе полученных данных необходимо указать
принципиальные пути сокращения энергетических потерь в
рассмотренных элементах машин. Известно, что сократить потери от
процесса дросселирования можно охлаждением жидкости перед
регулирующим вентилем или заменой его детандером, а также
применением ступенчатого дросселирования с промежуточным
отбором пара [1]. Уменьшить энергетические потери от необратимых
процессов в испарителе можно путем повышения интенсивности его
работы.
Остановимся подробнее на анализе совместной работы
компрессор-конденсатор.
Известно, что процесс сжатия в современных, высокооборотных
поршневых компрессорах приближается к изоэнтропному и,
следовательно, их индикаторный КПД ηi близок к единице. Назовем
условно компрессор с ηi=1 технически совершенным компрессором.
Будучи включенным в схему машины, он обеспечивал бы
изоэнтропное сжатие, и в конденсатор поступал бы пар в состоянии 2s
(рис.7). Но, как уже было указано, поступление перегретого пара даже
в идеальный конденсатор неизбежно приведет к энергетическим
потерям. Отсюда следует вывод, что система “идеальный конденсатортехнически совершенный компрессор” не обеспечивает обратимый
процесс в конденсаторе.
Исключить потери от необратимого охлаждения перегретого
пара в процессе 2'–6 можно одним из следующих методов:
1) изоэнтропным сжатием влажного пара – процесс 14–6;
2) использованием теплоты процесса 2'–6 для осуществления
прямого цикла (например 2'–7–6) с возвратом полученной работы на
привод компрессора;
3) применением термодинамически идеального компрессора,
осуществляющего сжатие в полностью обратимых процессах:
изоэнтропном 1–8, изотермическом 8–10–11, изоэнтропном 11–6.
С современной точки зрения все три метода по разным причинам
нецелесообразны для реального применения. С целью овладения
методами количественной оценки энергетических потерь в различных
процессах рассмотрим один из них, а именно совместную работу
системы “реальный конденсатор-термодинамически идеальный
компрессор”. Здесь в конденсатор будет поступать сухой насыщенный
30
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]