Танцювально-рухова психотерапія як форма психомоторної активності особистості
Для расчета парокомпрессионной холодильной установки задан расход хладагента Gха. Заданы температуры конденсации t4 и кипения t1 хладагента (хладона R12 или аммиака). Приведены температуры хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя, охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него. Расчет и анализ потерь энергии и эксергии ведется с учетом заданных коэффициентов полезного действия… Читати ще >
Танцювально-рухова психотерапія як форма психомоторної активності особистості (реферат, курсова, диплом, контрольна)
Холодильной машиной называется машина, осуществляющая перенос теплоты с низкого уровня на более высокий:
Холодильная машина, в которой цикл осущёствляется с помощью механического компрессора, называется компрессионной холодильной машиной. В паровой компрессионной машине холодильный агент, в качестве которого обычно используется низкокипящая жидкость, изменяет свое агрегатное состояние.
Оценка эффективности холодильных циклов, работающих по обратному циклу Карно, производится, как и тепловых двигателей, в два этапа. Вначале анализируется обратимый цикл, а затем действительный с учетом основных источников необратимости.
В цикле парокомпрессионной холодильной установки, изображенной на рис. 1, рабочее тело (хладагент) с параметрами состояния точки 1 по паропроводу поступает на вход компрессора. В паропроводе происходит перегрев пара за счет притока тепла из окружающей среды через теплоизоляцию. Перегрев пара осуществляется с целью улучшения условий работы компрессора. В результате теплообмена хладагент в состоянии перегретого пара (точка 6) поступает на вход компрессора КМ и сжимается до давления точки 2, р2 (рис. 2). Из компрессора перегретый пар хладагента (точка 2 или 2д) поступает в конденсатор К, где отдает тепло q1 охлаждающей воде ОВ. Перегретый пар, в конденсаторе, охлаждается по изобаре 2д-2−3 до состояния насыщения (точка 3), а затем конденсируется по изобаре-изотерме 3−4 до состояния жидкости (точка 4). Из конденсатора жидкость подается в дроссель ДР в котором происходит адиабатное дросселирование 4−5 с понижением температуры хладагента. С параметрами состояния точки 5 влажный пар из дросселя поступает в испаритель И, в котором происходит изобарно-изотермический процесс кипения 5−1, с отводом теплоты q2 от рассола (этиленгликоль, хлористый калий или хлористый натрий). Рассол направляется потребителю холода ПХ.
Задание
В курсовом проекте должны быть рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах.
Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. В методе рассматривается уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты должны быть представлены в виде диаграммы.
В эксергетическом методе анализа циклов составляются баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.
Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой должны содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.
Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством и регенеративного теплообменника.
Для расчета парокомпрессионной холодильной установки задан расход хладагента Gха. Заданы температуры конденсации t4 и кипения t1 хладагента (хладона R12 или аммиака). Приведены температуры хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя, охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него. Расчет и анализ потерь энергии и эксергии ведется с учетом заданных коэффициентов полезного действия компрессора зкм, оiкм и коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода зпп.
Исходные данные:
Хладагент—аммиак ;
задан расход хладагента Gха-1.0 кг/с;
температура конденсации t4 450С ;
температура кипения t1 хладагента -100С;
температура хладоносителя (рассола) на выходе из испарителя -20С;
температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 300С и на выходе из него 350С;
коэффициент полезного действия компрессора зкм=85%;
коэффициент полезного действия, учитывающий потери тепла через теплоизоляцию паропровода зпп=98%;
коэффициент полезного действия зэм=96%
Расчет значений основных параметров состояния в характерных точках цикла
Агрегатное состояние рабочего тела в характерных точках цикла (согласно Т-S диаграмме):
(*) 4,7 — кипящая жидкость
(*) 3, 1 — сухой насыщенный пар
(*) 5 — влажный пар
(*) 6, 2, 2д— перегретый пар Для заданной температуры аммиака в конденсаторе
t4= t3 = 45 єC (318 К) из таблиц насыщенного аммиачного пара (табл. 3 приложения) получим:
р4= р3 = р2 = р2д = 1.775МПа = 17.75бар;
Зная по два параметра находим по таблицам свойств хладагента R12 1 остальные:
Точка 4
Т4=45 0С=318 К Р4=1,775кПа
4=()=0,153 м3/кг
i4=(i)=613,4 кДж/кг
S4=(S)=4,718 кДж/кг К
Точка 3
Т3=45 0С=318 К Р3=1,775 кПа
3=0,0731 м3/кг
I3=1690 кДж/кг
S5=8,102 кДж/кг К
Точка7
Т7=-10 0С =263 К Р7=2,9 бар
7=1,533 м3/кг
I7=352,8 кДж/кг
S7=3,82 кДж/кг К
Точка1
Т1=-10 0С=263 К Р1=2,9 бар
1=0, 4233 м3/кг
I1=1650,2 кДж/кг
S1=8,7584 кДж/кг К
Точка 5
Х5=(i5-i7)/r=(613,4−352,8)/1297,8=0,2
Т5=-10 0С=263 К Р5=2,9бар
5=v1x5+v7(1-x5)= =0,2*0,4233+0,00153(1−0,2)=
=0,086 м3/кг
I5=613,4 кДж/кг
S5=0,2(8,76−3,82)=4,81Дж/кгК
Точка 6
Т6=272,3К
I6=(1650,2−613,4)/0/98+613,4=1671,4кДж/кг
v6=0,445 м3/кг
s6=8,821кДж/кг К
Точка 2
Т2=409,6К
S2=8,84кДж/кг К
v2=0,113 м3/кг
i2=1952,04кДж/кг К
Точка2д
Т2д=429,7К Р2д=17,75 бар
i2=(1952,04−1671,4)/0,85+ 1671,4=2001,2кДж/кг
v2д=0,1203 м3/кг
s2д=8,962кДж/кг К.
Технические показатели холодильной машины
Количество теплоты Q2, отводимой в холодильной установке от охлаждаемого тела в единицу времени, называется холодопроизводительностью холодильной установки:
Q2 = q2Gха=1036,8*1=1036,8 Дж/с,
где q2 — удельная холодопроизводительность, Дж/кг; Gха — расход холодильного агента, кг/с.
Теплота, переданная в окружающую (охлаждающую) среду:
Q1 = q1Gха=1338,64*1=1338,64Дж/с, где q1 — удельная теплота, отданная теплоприемнику, Дж/кг.
Мощность, затраченная на производство холода:
N = l· Gха,
где l — удельная работа, затраченная на сжатие 1 кг рабочего тела.
Мощность действительного цикла
=1*(20 001,2−1671,4)/0,96=343,5.
Метод коэффициентов полезного действия для обратного цикла
Для характеристики эффективности цикла, при помощи которого осуществляется перенос теплоты от менее нагретого тела к более нагретому, вводят так называемый холодильный коэффициент цикла:
или ;
Для обратимого обратного цикла Карно холодильный коэффициент равен
где Тх и Тг — температуры охлаждаемого тела и теплоприемника, которым является окружающая (охлаждающая) среда (Тг > Тх).
Холодильный коэффициент действительного цикла
причем, .
где Ne — мощность, затрачиваемая на производство холода в действительном цикле.
Удельная холодопроизводительность
=1650,2−613,4=1036,8кДж.
Холодопроизводительность холодильной установки Q2 определяется по
зависимости Q2 = q2Gха=1036,8*1=1036,8 Дж/с.
Дополнительный подвод тепла из окружающей среды через теплоизоляцию паропровода к холодильному агенту составит Дqпп = q2(1 — зпп)=1036,8(1−0,98)=20,74.
Холодильный коэффициент теоретического цикла
=1057,5/280,64=3,77;
где — удельное количество теплоты, полученное рабочим телом от холодного источника (охлаждаемого объекта) и воспринятое им из окружающей среды через изоляцию
=20,74+1036,8=1057,5;
— удельная работа обратимого (теоретического) процесса сжатия в компрессоре
=1952,04−1671,4=280,64;
=1058,1*1=1058,1;
=280,64- мощность, затрачиваемая на холодильную машину в теоретическом цикле.
Работа действительного процесса в результате необратимости процесса сжатия
=2001,2−1671,4=329,8.
Увеличение затрат работы в результате необратимости процесса сжатия в компрессоре рассчитаем по зависимости
=329,8−280,64=49,16
Работа, затраченная на привод компрессора от внешнего поставщика электроэнергии для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе, составит
=329,8/0,96=343,54.
Потери работы на привод компрессора для сжатия хладагента в результате электромеханических потерь в компрессоре и электродвигателе:
=343,54−329,8=13,74.
Таким образом, холодильный коэффициент действительного цикла равен
=3,36*0,98*0,85*0,96=2,7.
Коэффициент полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно
=2,7/24,25=0,11 и =3,36/24,25=0,139,
где — холодильный коэффициент для цикла Карно:
=291/(303−291)=24,25;
— температура вырабатываемого холода (температура хладоносителя на выходе из испарителя); - температура окружающей среды (температура охлаждающей воды на входе в конденсатор).
Теплота, переданная охлаждающей воде Q1, для теоретического цикла определяется по формуле (41), причем удельная теплота q1 равна
=1952,04−613,4=1338,64.
Расход воды через конденсатор для теоретического цикла
=1338,64/4190*(35−30)=0,064,
— удельная массовая теплоемкость охлаждающей воды при средней температуре; и — температура охлаждающей воды на входе и выходе конденсатора.
Относительные потери энергии в результате внутренней необратимости холодильного цикла составят:
=0,14−0,13=0,01.
Удельное количество тепла и общее количество теплоты, переданное охлаждающей воде для действительного цикла холодильной машины, определяют по формулам
=2001,2−613,4=1387,8и
=1*1387,8=1387,8.
Расход воды через конденсатор для действительного цикла
=1387,8/4190(35−30)=0,066.
Увеличение расхода охлаждающей воды в результате внутренней необратимости цикла определяется как
=0,066−0,064=0,002.
Уравнение теплового баланса парокомпрессионной холодильной установки (для рабочего тела — холодильного агента)
1387,9=1036,8+20,74+280,64+49,16=1387,34
Так как электромеханические потери в компрессоре и электродвигателе — это потери теплоты в окружающую среду, то они не учитываются в энергетическом балансе рабочего тела холодильной установки.
Доли энергии в тепловом балансе составляют (%):
от охлаждаемого тела
а = (q2/q1)· 100=1036.8/1338,64*100=77,45%;
через изоляцию испарителя и паропровода
b = (Дqпп/q1)· 100=20,74/1338,648*100=1,55;
теоретическая энергия подведенная в компрессоре
f = (lкмтеор/q1)· 100=280,/1338,64*100=20,9%;
дополнительная энергия подведенная в компрессоре при реальном процессе сжатия
d = (Дlкм/q1)· 100=49,16/1338,26*100=3,7%.
На основании выполненных расчетов необходимо построить диаграмму распределения потоков теплоты и энергии для парокомпрессионной холодильной машины (рис. 3).
Результаты расчета холодильного цикла.
Таблица 1
№ точки | Параметры состояния | ||||||
Т, К | р, МПа | v, м3/кг | i, кДж/кг | s, кДж/кг К | х | ||
0,29 | 0,153 | 352,8 | 3,82 | ||||
409,6 | 1,775 | 0,113 | 1952,04 | 8,84 | |||
272,71 | 0,29 | 0,445 | 1671,4 | 8,84 | |||
2д | 429,7 | 1,775 | 0,1203 | 2001,2 | 8,96 | ||
1,775 | 0,0731 | 8,102 | |||||
1,775 | 0,175 | 613,4 | 4,718 | ||||
0,29 | 0,086 | 613,4 | 4,81 | 0,2 | |||
Холодильный коэффициент теоретического цикла еt=3,36 | |||||||
Холодильный коэффициент действительного цикла е=2,7 | |||||||
Холодильный коэффициент цикла Карно ек=24,25 | |||||||
Коэффициент полезного действия холодильной машины ?ед(?ет)=0,11(0,14) | |||||||
Холодопроизводительность Q2 = q2Gха Q2=1036,8 | |||||||
Мощность теоретического и действительного цикла Nтеор(Nе)=280,64(343.5) | |||||||
Эксергетический метод для обратного цикла
Работоспособность (максимальная полезная работа, эксергия) системы, состоящей из источника работы и окружающей среды определяется выражением:
lmax = e =(i1 — i0) — T0(s1 — s0). (64)
Здесь индексы 1 и 0 относятся соответственно к начальному (неравновесному) и конечному (равновесному) состояниям этой системы, а Т0 -температура окружающей среды.
Общий вид технического совершенства машины, работающей по обратному циклу, является его КПД:
(65)
где — эксергия вырабатываемого холода или теплоты; - полная энергия, затраченная в установке.
При анализе холодильного (обратного) цикла принимается, что давление окружающей среды р0 = 100 кПа, температура окружающей среды t0 = 20 С (Т0 = 293 К), температура хладоносителя (ХН), отдающего теплоту холодильному агенту (ХА), принимается равной температуре ХН на выходе из испарителя, С (, К).
Для построения диаграммы эксергетического баланса требуется вычислить потери эксергии в отдельных узлах установки. Параметры, необходимые для расчета, определяются из диаграмм или таблиц термодинамических свойств рабочего тела.
Вычисление эксергии потока в узловых точках реального цикла проводится по формуле (64): e1, e6, e2д, e4, e5.
е1=(1650,2−841,4)-293(8,7584−5,482)= -151,2,
е2=(1952;841,4)-293(8,84−5,482)=126,12,
е4=(613,4−841,4)-293(4,718−5,482)= -4,15,
е5=613,4−841,4−293(4,81−5,482)= -31,104,
е6=1671,4−841,4- 293(8,84−5,482)= -153,9,
е2д=2001,2−841,4−293(8,962−5,482)=140,16.
Изменение эксергии холодильного агента в испарителе
=
= -151,2+31,104= -120,096.
Это изменение эксергии складывается из двух составляющих: часть эксергии отводится с хладоносителем, который имеет температуру (это полезный расход эксергии)
=1036,8(1−293/271)= -84,16.
Другая часть эксергии теряется из-за необратимости процесса теплообмена в испарителе
= -120,096+84,2= -35,896,
в данном процессе необратимость увеличивает эксергию системы, так как температура из-за необратимости еще больше становится ниже температуры окружающей среды.
Изменение эксергии потока в паропроводе:
= -153,9+151,2= -2,7.
Работа установки обеспечивается подводом электроэнергии в компрессоре. Удельное количество подводимой эксергии равно
=343,5.
Внутренние и внешние потери эксергии в компрессоре составят
= -62,86.
Изменение эксергии холодильного агента в конденсаторе
=
=-4,15−126,12= -130,3.
Это изменение эксергии происходит по двум причинам: часть эксергии отводится (теряется) с охлаждающей водой, температура которой ниже температуры конденсации и равна температуре на входе в конденсатор :
=133,64(1- 293/303)=44,17;
другая часть теряется из-за необратимости процесса теплообмена
= -130,3−44,17=-174,5.
Потери эксергии из-за необратимости при дросселировании, когда :
= -31,104+4,15= -26,954.
Эксергетический КПД холодильной установки, %:
= -84,2/343,5*100= -24,5.
Потери эксергии составляют (%):
в компрессоре
= -18,3;
с водой, охлаждающей конденсатор
=44,2/343,5*100=12,87;
от необратимости в конденсаторе
= -203,36/343,5*100= -59,2;
от необратимости при дросселировании
= - 26,954/343,5*100= -7,8;
в испарителе
= -35,896/343,5*100= -10,45;
в паропроводе
= -2,7/343,5*100= -0,79.
Уравнение эксергетического баланса
343,5= -35,896−62,86−2,7+44,17−174,5−26,954−84,16
343,5=-342,9
На основании уравнения эксергетического баланса для данной парокомпрессионной установки необходимо построить диаграмму распределения потоков эксергии (рис. 4).
холодильный установка цикл эксергетический
Заключение
Предметом изучения в курсовом проекте является цикл холодильной установки состоящей из одноступенчатой парокомпрессионной машины с дросселирующим устройством.
В курсовом проекте были рассчитаны основные параметры рабочего тела в характерных точках цикла с учетом возможных потерь в различных процессах, результаты сведены в таблицу 1
Анализ потерь энергии выполняется на основании метода коэффициентов полезного действия. Коэффициенты полезного действия холодильной машины, работающей по действительному циклу и теоретическому, соответственно равны зед=0,11, зет=0,139. КПД действительного цикла меньше теоретического, т. к. теплота теоретического цикла больше теплоты действительного. Это объясняется тем, что теплота реального цикла теряется в элементах установки.
В методе рассматривались уравнение энергетического баланса, рассчитываются составляющие. Результаты представлены в виде диаграммы.
В эксергетическом методе анализа циклов составлялись баланс потоков эксергии для энерготехнологической установки в целом.
Курсовой проект включает в себя также графическую часть, в которой содержаться диаграммы и схемы, относящиеся к рассматриваемому циклу.
1. Термодинамические свойства воды и холодильных агентов: Справочные материалы к расчету состояния рабочих веществ в курсовых и дипломных проектах для студентов направлений 550 800, 550 900 и специальности 170 500 всех форм обучения / Сост.: И. В. Дворовенко, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов. — Кемерово: КузГТУ, 2006. — ЗО с.
2 Методические указания к курсовым работам по дисциплине «Инженерная термодинамика и энерготехнология химических производств» / Сост.: И. В. Дворовенко, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов. — Кемерово: КузГТУ, 2000. — I6с.
3. Мазур Л. С. Техническая термодинамика и теплотехника: Учебник. — М.: ГЭОТАР, 2003. — 352 с.
4. Кириллин В. А., Сычев В. В., Шейндлин А. Е. Техническая термодинамика. —4- е изд., перераб. — М.: Энергоатомиздат. 1983.
5. Бродянский В. М. Эксергетический метод термодинамического анализа. М.: Энергия, 1973.
6. Соколов В. Н. Машины и аппараты химических производств: Учебник. — Л.: Машиностроение, 1982. 384 с.