Допомога у написанні освітніх робіт...
Допоможемо швидко та з гарантією якості!

Танцювально-рухова психотерапія як форма психомоторної активності особистості

СтаттяДопомога в написанніДізнатися вартістьмоєї роботи

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 ) поступает в конденсатор К, где отдает тепло q1 охлаждающей воде ОВ. Перегретый пар, в конденсаторе, охлаждается по изобаре -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 = р = 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

Т=429,7К Р=17,75 бар

i2=(1952,04−1671,4)/0,85+ 1671,4=2001,2кДж/кг

v2д=0,1203 м3/кг

s=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

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,

е=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.

Показати весь текст
Заповнити форму поточною роботою