ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ  УЧРЕЖДЕНИЕ

       ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

       "МУРМАНСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ" 
 
 
 

     Кафедра энергетики и транспорта 
 
 
 
 

       Курсовая  работа

       по  дисциплине

       "Применение тепловых насосов в системах теплоснабжения жилых и общественных зданий"

       Тема:

       " Расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки " 
 
 

                                     Выполнила: студентка группы ЭП–471

                                                 Чумина Н. В.

                                     "___"_____________2010 г.

                                     _________________(подпись) 

                                     Проверил: Малышев В.С.

                                     "___"_____________2010 г.

                                     _________________(подпись) 
 
 
 
 
 
 

       Мурманск

       2010

СОДЕРЖАНИЕ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Исходные данные для расчета

 

    Целью является расчет схемы парокомпрессорной теплонаносной установки (ТНУ) по исходным данным, представленным в таблице1 и ознакомление с конструктивным исполнением и порядком расчета основного агрегата компрессорной ТНУ – собственно компрессора.

    В качестве исходных данных используются:

    1. Теплопроизводительность ТНУ (расчетная)  Q_ТН.

    2. В качестве источника низкопотенциального  тепла используется вода Кольского залива, летом.

    Температура воды на входе в испаритель t_И1, °С; температура воды на выходе из испарителя – t_И2, °С.

    3. В качестве теплоносителя в  системе горячего водоснабжения  или теплоснабжения используется пресная вода, температура которой на входе в конденсатор обозначена как t_К1, а на выходе из конденсатора -  t_К2.

                                                                  Таблица 1 

   
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет и построение индикаторной диаграммы

 

 
 
 
 

 
 

 
 
 
 
 

     

Рисунок 1 – Принципиальная схема расчетной теплонасосной установки

Км  – компрессор 1, И – испаритель 5,  Кд– конденсатор 2, ПО - переохладитель 3, РВ – регулирующий вентиль (дроссель) 4 , ТНС – теплоноситель системы ГВС;

НПИ - низкопотенциальный источник тепла  (морская  вода Кольского залива);  ГВС - горячее водоснабжение. 

        Температура кипения t₀ принимаем на 8-10 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в газообразном состоянии (воздух, отработавшие газы) и на 5-7 градусов ниже температуры НПИ, находящегося в жидком состоянии (морская вода, например). При заданном значении t_И2, обычно задаются  Dt_и = 3-5 °С

      t₀ = tи₂ –Dt_и;

      t₀ = 0 – 5 = -5 °С;

      tи₂– температура НПИ (воды) на выходе из испарителя.

      Температура же конденсации t_к напротив, должна быть на 4-6 градусов выше температуры теплоносителя, уходящего из конденсатора. В расчете обычно принимают конечную разность температур в конденсаторе равной Dt_к = 5 °С. Отсюда

      t_к =  tк₂+Dt_к ;

      t_к =  69+5 = 74 °С;

      

      

    Рис. 2 - Схема теоретического цикла теплонасосной установки с обозначением узловых точек термодинамических процессов: L - энергия, потребляемая компрессором на сжатие паров хладона, q_о - тепло, отбираемое от низкопотенциального источника. q_к - тепло, отдаваемое теплоносителю системы отопления в конденсаторе, q_по - тепло, отдаваемое теплоносителю в переохладителе ПО.

      Температура переохлаждения t₄ (после переохладителя ПО) должна быть на 3-4 градуса ниже соответствующей температуры конденсации. В расчете можно принять

      t₄ =t_к2 -Dt_по ; Dt_по =10 °С;

      t₄ = 69-10 = 59 °С;

      между теплоносителем системы отопления (водой) и жидким хладоном равной

Таблица 2 – Параметры хладагента в узловых точках теоретического цикла теплового насоса

3. Расчет рабочих процессов, индикаторных показателей ТНУ

      Определяем  удельную работу компрессора, затрачиваемую на сжатие паров хладона.

      Следует отметить, что процесс сжатия паров  в компрессоре близок к обратимому адиабатному, поэтому сжатие протекает по изоэнтропе S=const и адиабатная работа сжатия равна разнице энтальпий в точках 2’-1, т.е.

      l_a = i_2’ – i_1;  кДж/кг;

      l_a = 748 – 677 = 71  кДж/кг;

      А так как необратимые энергетические потери в компрессоре при сжатии паров хладона все же присутствуют, то и в расчете эти потери учитываются введением в уравнение индикаторного КПД компрессора h_i, т.е.

      

;

где l_b – внутренняя  работа на сжатие паров.

      Индикаторный (адиабатный) КПД h_i определяется по эмпирическим формулам

 для  аммиачных и фреоновых компрессоров

      h_i = l_w + bt₀

для компрессоров малой мощности (D_{цилиндр} ≤ 100 мм) h_i » l_w

где l_w – коэффициент подогрева паров хладона о стенки компрессора, что увеличивает их объем, снижая этим, производительность компрессора, а также учитывает сопротивление прохода паров хладона через щели клапанов или всасывающих окон;

b – эмпирический коэффициент, определяемый опытным путем, его значение в практике расчетов принимается в пределах от 0,001 до 0,0025. Для аммиачных вертикальных компрессоров b=0,001, а для фреоновых принимают b=0,0025.

t₀ – температура испарения хладона в полости испарителя.

      Кроме приведенного уравнения, коэффициент  подогрева l_w в первом приближении можно определить как отношение

      

;

      

;

      h_i = 0,772 – 0,0025

5 = 0,760; 

      

;

      Но  так как действительный процесс  сжатия в компрессоре протекает  с необратимостью (из-за потери тепла в окружающую среду и преодоление сопротивления

      

потоком газа в узких щелях нагнетательных клапанов и всасывающих окон), то процесс сжатия будет отличаться от адиабатного на величину 2'-2. А действительный процесс сжатия будет представлен некоторой политропой 1-2 (на диаграмме цикла рис. 2 действительная работа сжатия обозначена как L).