Расчет гидромеханических характеристик установки для осушения и нагревания воздуха с применением теплового насоса

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЗАОЧНЫЙ ИНСТИТУТ ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ

Кафедра "Теплохладотехника"

КУРСОВАЯ РАБОТА

по разделу "Термодинамика" дисциплины

"Термодинамика и тепломассообмен"

Тема: РАСЧЁТ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК УСТАНОВКИ ДЛЯ ОСУШЕНИЯ И НАГРЕВАНИЯ ВОЗДУХА С ПРИМЕНЕНИЕМ ТЕПЛОВОГО НАСОСА

Проект выполнен:

Ситников Р.

2000 г.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

1.1 Задаваемые параметры воздушного потока

1.2 Задаваемые характеристики контура теплового насоса

1.3 Схема установки

2. РАСЧЁТ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК УСТАНОВКИ

3. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА УСТАНОВКИ ПО ОСУШЕНИЮ И НАГРЕВАНИЮ ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА С ПРИМЕНЕНИЕМ ТЕПЛОВОГО НАСОСА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

Впервые парокомпрессионная холодильная установка, работающая на парах эфира, была создана ещё в 1834 году. Затем в качестве хладоагентов в установках этого типа были использованы метиловый эфир и сернистый ангидрид. В 1874 году немецкий инженер К. Линде создал аммиачную, а в 1881 году - с двуокисью углерода парокомпрессионные установки. В 30-х годах нашего столетия в холодильной технике в качестве хладоагентов в парокомпрессионных установках были впервые использованы синтезированные в этот период фреоны.

Фреоны - фторхлорпроизводные простейших природных углеводородов (в основном метана) получают всё большее распространение. Отличительными качествами фреонов являются их химическая стойкость, нетоксичность, отсутствие взаимодействия с конструкционными материалами (при Т < 200^оС). Фреоны используются во многих бытовых холодильниках. Бытовые холодильники, как правило, выполняются парокомпрессионными, с поршневым компрессором. При создании крупных холодильных установок в холодильной технике начали применяться ротационные, винтовые и турбокомпрессоры.

В настоящее время парокомпрессионные холодильные установки в области умеренных температур охлаждения являются во многих случаях наиболее эффективными по сравнению с другими холодильными установками; они широко используются в промышленности и быту.

В процессе работы всякой холодильной установки теплота отбирается из охлаждаемого объёма и сообщается среде с более высокой температурой. Следовательно, результатом осуществления холодильного цикла является не только охлаждение теплоотдатчика, но и нагрев теплоприёмника. Это позволило Кельвину в 1852 году выдвинуть предложение об использовании холодильного цикла для отопления помещений, то есть о создании так называемого теплового насоса.

Тепловым насосом называют холодильную установку, используемую обычно для подвода теплоты к нагреваемому объекту. Такого рода установку называют тепловым насосом потому, что она как бы "перекачивает" теплоту из холодильного источника в горячий; в горячий источник поступает теплота, равная сумме теплоты, отобранной от холодильного источника, и работы, подводимой извне для осуществления этого холодильного цикла. По существу тепловым насосом является всякая холодильная машина (установка), однако этот термин обычно применяется для обозначения тех установок, главной задачей которых является нагрев теплоприёмника.

Впервые парокомпрессионная аммиачная теплонасосная установка была использована для отопления помещения в 1930 году. С тех пор было сооружено большое число тепловых насосов. Есть основание полагать, что в дальнейшем использование тепловых насосов будет более широким.

В тепловых насосах используются циклы воздушных, парокомпрессионных и термоэлектрических холодильных установок.

Однако следует отметить, что, не смотря на то, что аммиак обеспечивает высокий холодильный коэффициент цикла, при весьма малом расходе хладоагента, применение его в качестве рабочего тела для теплового насоса при заданных параметрах сушильного агента (воздуха) нецелесообразно по соображениям техники безопасности. Сухая смесь аммиака с воздухом способна взорваться; границы взрываемости при комнатной температуре лежат в пределах 15,528 % аммиака, но с повышением температуры расширяются. Поэтому применение аммиака в холодильных циклах ограничивается температурами конденсации не выше 55^оС и температурами перегретого пара после компрессора не выше 130^оС.

Энергетическая эффективность и металлоёмкость холодильных машин и тепловых насосов в значительной степени определяются обоснованным выбором рабочего тела. Со смесью сухого воздуха (под термином "сухого воздуха" подразумевается воздух, не содержащий водяного пара, с относительной молекулярной массой _возд. = 28,96) и водяного пара - влажным воздухом - приходится иметь дело в некоторых теплотехнических процессах и, прежде всего в процессе сушки, то есть данной курсовой работе.

Влажный воздух представляет собой один из частных случаев газовой смеси. Для практики представляет интерес влажный воздух при атмосферном давлении или близком к атмосферному давлении в интервале температур, ограниченном снизу не слишком низкими температурами (не ниже -50^оС). При этих параметрах сухой воздух находится только в газообразном состоянии, тогда как вода может находиться в паровой, жидкой или твёрдой фазе в зависимости от температуры смеси. Отсюда следует, что влажный воздух представляет собой такую смесь газов, одним из компонентов которой - водяной пар - при снижении температуры может переходить в другую фазу (жидкую или твёрдую) и вследствие этого выпадать из смеси. Поэтому количество водяного пара в рассматриваемой смеси не может быть произвольным; в зависимости от температуры и полного давления смеси количество водяного пара во влажном воздухе, как мы увидим ниже, не может превышать определённого значения. В этом и состоит принципиальное отличие влажного воздуха от обычных газовых смесей.

Будем называть влажный воздух, в котором р_n < р_s, где р_n - парциальное давление водяного пара; р_s - максимальное парциальное давление водяного пара во влажном воздухе, ненасыщенным, а влажный воздух, у которого р_n = р_s - насыщенным. Водяной пар, содержащийся в ненасыщенном влажном воздухе (то есть пар, у которого р_n < р_s) находится в перегретом состоянии. Если понижать температуру ненасыщенного влажного воздуха, сохраняя его давление постоянным, то можно достигнуть состояния насыщения (это очевидно из приведённой ниже р, - диаграммы воды см. рис. 1). При этом перегретый водяной пар, имеющий начальную температуру t₁ (точка 1 на рис. 1), будет охлаждён до температуры t₂, для которой давление пара соответствует состоянию насыщения (точка 2) и при дальнейшем понижении температуры из воздуха будет выпадать влага и уменьшаться парциальное давление пара.



Рис. 1. р- диаграмма воды.

С этим явлением мы часто сталкиваемся в повседневной жизни: так как атмосферный воздух всегда содержит какое-то количество водяных паров, то часто при понижении температуры воздух становиться насыщенным, о чём свидетельствует появление тумана или росы. Поэтому температура, при которой давление р_n становится равным р_s называется точкой росы.

установка осушение нагревание воздух насос

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

1.1 Задаваемые параметры воздушного потока

Температура воздуха на входе t_в.в., ^оС - 24.

Относительная влажность воздуха на входе , % - 90.

Объёмный расход воздуха на входе (барометрическое давление 100 кПа) V_в.в., м³/мин - 26,5.

1.2 Задаваемые характеристики контура теплового насоса

Рабочее тело - R22 (СНF₂Cl дифтормонохлорметан, фреон 22).

Давление в испарителе р^и_рт, 10⁵ Па - 5,5.

Индикаторный КПД компрессора _i - 0,75.

Механический КПД компрессора _мех. - 0,9.

КПД электродвигателя компрессора _эл. - 0,87.

Процесс в компрессоре - изоэнтропический.

1.3 Схема установки (представлена на рис. 2)

Холодный увлажнённый воздух (например поступающий после сушки каких-либо материалов, продуктов) характеризуется заданными параметрами - температурой t, относительной влажностью и расходом V. Проходя оребрённую охлаждающую батарею (испаритель И теплового насоса) с температурами стенок ниже точки росы, он охлаждается и в значительной степени осушается вследствие конденсации водяных паров из воздуха на стенках батареи. Влага, удалённая из воздуха и стекающая со стенок испарителя в количестве G_д удаляется в дренажную систему.

Осушённый воздух после испарителя И с температурой t_в.в. и относительной влажностью сначала проходит секцию СВ (секция влажного пара) конденсатора, где нагревается до температуры t_в.в., а затем поступает в секцию СП (секция перегретого пара) конденсатора, где дополнительно нагревается с температурой t^IV_в.в. и относительной влажностью ^IV направляется в сушильную установку (сушилку) для сушки каких-либо материалов или продуктов.

Рис. 2. Принципиальная схема установки для осушения и нагревания влажного воздуха с применением теплового насоса.

Обозначение элементов теплового насоса:

КМ - поршневой компрессор;

СП - секция перегретого пара конденсатора;

СВ - секция влажного пара конденсатора;

И - испаритель (охлаждающая батарея);

Д - дренаж воды, конденсирующийся из воздуха на стенках испарителя.

Рабочее тело, циркулирующее в тепловом насосе - фреон 22 (СНF₂Сl дифтормонохлорметан) - претерпевает процесс сжатия в поршневом компрессоре (КМ). Опуская сложности, характеризующие процесс сжатия рабочего тела в поршневом компрессоре, принимаем, что этот неравновесный процесс условно совпадает с изоэктронным процессом S = const.

Расход G_рт. рабочего тела в контуре теплового насоса обеспечивает согласование отрицательного (Q_n) и положительного (Q_кд) теплопритоков к потоку воздуха от рабочего тела в испарителе (И) и в секциях влажного (СВ) и перегретого (СП) пара конденсатора с требованием первого закона термодинамики для цикла рабочего тела:

,

где l_км - техническая работа в секунду (мощность) компрессора.

При построении цикла рабочего тела принимаем, что сложный неравновесный процесс сжатия в компрессоре условно совпадает с равновесной изоэктронной 1-2. Условность здесь в том, что часто работа, совершаемая движущимся поршнем над рабочим телом, теряется необратимо на трение, что ведёт к возрастанию энтропии S рабочего тела. Однако одновременно совершается теплоотвод неадиабатные (теплопроводные) стенки компрессора (его корпус) в окружающую среду. Этот теплоотвод в свою очередь влечёт энтропии S. Допустимо принять, и мы этому следуем, что прирост энтропии от трения и убыль от теплоотвода компенсируют друг друга так, что неадиабатный неравновесный процесс сжатия в компрессоре можно принять условно равновесным изоэнтропным.

Конечно затраты работы на такой условноравновесный изоэнтропный процесс в компрессоре выше, чем на равновесный адиабатный. Эта разница в затратах работы учитывается индикаторным (адиабатным) КПД (коэффициент полезного действия) компрессора _i и в последствии учитывается в расчёте.

Пройдя процесс сжатия в поршневом компрессоре, рабочее тело в виде нагретого пара с температурой t_рт2 поступает в секцию СП (перегретого пара) конденсатора. Здесь происходит изобарное охлаждение перегретого пара рабочего тела за счёт чего происходит теплоприток к воздуху (то есть его нагрев) при прохождении его через секцию СП конденсатора. Принимаем, что на выходе из секции СП конденсатора рабочее тело становиться сухим насыщенным паром: Х_рт3 = 1.

Рис. 3. Влагосодержание воздуха.

В этом виде рабочее тело поступает в секцию СВ конденсатора. Здесь происходит процесс конденсации влажного пара рабочего тела. То есть сухой насыщенный пар рабочего тела охлаждаясь переходит в состояние влажного пара и конденсируется, за счёт чего образуется теплоприток к воздуху, проходящего через секцию СВ конденсатора. Воздух нагревается.

Далее рабочее тело проходит через дроссельное устройство РВ (регулирующий вентиль). При прохождении через РВ снижается давление и температура рабочего тела, при неизменной энтальпии. В процессе дросселирования происходит возрастание энтропии S.

Температура рабочего тела в испарителе И соответствует температуре кипения t_рт при заданном давлении р_рт.

Температура стенок испарителя И таким образом поддерживается на уровне ниже температуры насыщения (точки росы) влажного воздуха, в результате чего влажный воздух поступающий из сушилки в контур теплового насоса охлаждается и в значительной степени осушается.

Пройдя через оребрённую охлаждающую батарею (испаритель И теплового насоса) рабочее тело поступает по всасывающей линии в поршневой компрессор КМ.

Условно принимается (рис. 4), что характерная точка 1 принадлежит линии сухого насыщенного пара Х = 1. В действительности же применение поршневых компрессоров предусматривает, что пары рабочего тела, всасываемые компрессором, должны иметь некоторую степень перегрева, то есть быть перегретым паром. Заданная степень перегрева поддерживается автоматически, с тем чтобы заведомо исключить "влажный ход компрессора" опасный возможным попаданием капель влажного пара на клапан компрессора.

Рис. 4. Схематичное изображение в рh диаграмме циклов I, II, III, построенных по выбранным значениям температур конденсации паров t^кд_I, t^кд_II, t^кд_III; 1, 2, 3, 4, 5 - узловые точки каждого цикла.

2. РАСЧЁТ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК УСТАНОВКИ

Температуру t_в.в. воздуха после испарителя И принимаем на 5^оС выше температуры t^и_рт кипения рабочего тела в испарителе И:

,(1.1.1)

где t_в.в - температура воздуха после испарителя, ^оС;

t^и_рт - температура кипения R22 в испарителе И, ^оС.

Температуру кипения R22 в испарителе И определяем по диаграмме термодинамического состояния R22 по заданному давлению в испарителе (см. п. 1.1.2), t^и_рт = 3^оС.

Тогда: . Определим теплоприток к рабочему телу R22, кипящему в испарителе И, от осушаемого и охлаждаемого воздуха:

,(1.1.2)

где G_в.в. - массовый расход воздуха на входе, кг/с;

h_в.в. - энтальпия воздуха после испарителя И, кДж/кг;

h_в.в. - энтальпия воздуха на входе, кДж/кг.

Массовой расход воздуха G_в.в. определяем по соотношению:

,(1.1.3)

где V_в.в. - заданная величина 26,5 м³/мин или 26,5 : 60 = 0,44 м³/с (см. п. 1.1.2);

_в.в. - плотность влажного воздуха при заданном барометрическом давлении (см. п. 1.1.2), р = 100 кПа и относительной влажности = 100 % (см. п. 1.1.2).

Плотность влажного воздуха определяем используя h-Х диаграмму для влажного воздуха при давлении р = 100 кПа и по номограмме [10]: _в.в. = 1,138 кг/м³, тогда: .

По заданному значению t_в.в. и и определённому значению t_в.в. (1.1.1) и заданному значению , используя h-Х диаграмму для влажного воздуха определим:

,

,

подставляя найденные значения в формулу (1.1.2) определяем:

.

По известному теплопритоку к рабочему телу, кипящему в испарителе И от осушаемого и охлаждаемого воздуха Q^и_в.в. энтальпий в точках 1 и 5 (рис. 4) каждого цикла определяем расход рабочего тела G_р.т. в каждом цикле I, II, III, предварительно задавшись несколькими значениями температуры t_кд конденсации рабочего тела R22: t^I_кд = 40^оС; t^II_кд = 60^оС; t^III_кд = 80^оС.

,(1.1.4)

где h₁, h₅ - энтальпии рабочего тела R22 соответственно на выходе из испарителя И и на входе в него, кДж/кг.

Определяем h₁, h₃, h₄, h₅ для каждого цикла I, II, III по заданным значениям температур t^I_кд, t^II_кд, t^III_кд с помощью диаграмма состояния R22. Для этого вписываем каждый цикл в эту диаграмму рh. Прежде всего находим в диаграмме положение 2-х изобар: изобары Р_о, соответствующей температуре кипения t_о и изобары Р_кд, соответствующих температурам конденсации t^I_кд, t^II_кд, t^III_кд.

Положение точки 1 находим на пересечении изобары Р_о и изотермы t_о с верхней пограничной кривой, она едина для всех 3-х циклов: t_о = 3^оС ( то есть t^и_рт = 3^оС); Р_о = Р^и_рт = 5,510⁵ Па; ₁ = 0,045 мВ/кг; h₁ = 617 кДж/кг; S = 4,72 кДж; Х = 1.

Положение точек 2 (выход пара из компрессора) находим в месте пересечения изобар Р^I_кд, Р^II_кд, Р^III_кд и изоэнтропы S₁ = S₂.

Положение точек 3 находится на пересечении изотерм t^I_кд, t^II_кд, t^III_кд с верхней пограничной кривой.

Точки 4 лежат на пересечении изотерм t^I_кд, t^II_кд, t^III_кд с нижней пограничной кривой.

Точки 5 находим в месте пересечения изоэнтальп h^{I, II, III}₅ = h^{I, II, III}₄ и изотермы t_о = t^и_рт.

Определив условие точки всех 3-х циклов находим энтальпии:

, ,

, , .

По имеющимся значениям энтальпий и определённому значению Q^{I, II, III}_рт для каждого цикла:

;

;

.

По определённым G^{I, II, III}_рт и по разности энтальпий h^{I, II, III}₃ и h^{I, II, III}₄ и по расходу воздуха G_св находим температуру t_в.в. для каждого из циклов I, II, III.

.

Влажный воздух в начальном состоянии имеет влагосодержание Х=0,0168 кг_влаги/кг_с.в.. При таком неизменном состоянии (влагосодержании) воздух будет охлаждаться до 22^оС. Дальнейшее охлаждение будет сопровождаться выпадением влаги. Процесс охлаждения будет сопровождаться выпадением влаги в испарителе И (см. i-Х диаграмму) и пойдёт по кривой = 100 % до температуры t_в.в. = 8^оС. Этой температуре соответствует влагосодержание насыщенного воздуха d = 6,7 г/кг = 0,0067 кг/кг. Дальнейший подогрев воздуха в секции СВ конденсатора будет происходить при этом неизменном влагосодержании. В результате всех названных процессов на поверхности оребрённой охлаждающей батареи (испаритель И теплового насоса) в расчёте на 1 кг сухого воздуха выпадает:

, выпадающая влага определяется:

,

где М_г - массовый расход сухого воздуха, кг/с.

(1.1.5)

где Р_nв - парциальное давление сухого воздуха на входе в тепловой насос (испаритель И), Па:

 ,

где Р_n.в.в. - парциальное давление воздуха на входе в испаритель, Па, по i-Х диаграмме для влажного воздуха по t_в.в. = 24^оС и = 90% определим:

,

тогда:

.

Подставляя найденное значение в (1.1.5) определим:

,

а выпадающая влага:

.

Следовательно:

.

Определим h_в.в.:

,

подставляя в данную формулу найденные ранее значения получим:



По i-Х диаграмме для влажного воздуха определим составляющие значения t_{в.в.I, II, III} используя ранее определённые значения , h_{в.в.I, II, III}, эти значения составят:

Найденные значения нанесём на график t_в.в. = f(t^кд_пт) рис. 5 (линия А). В то же время температура t_в.в. должна удовлетворять некоторым конструктивным особенностям секции СВ конденсатора. А именно, необходимо, чтобы выполнилось условие:

Этому условию соответствует линия Б на графике (рис. 5).

Рис. 5. График, иллюстрирующий графоаналитический метод поиска искомого значения температуры t^кд_пт конденсации рабочего тела в конденсаторе. Выбранные значения температур конденсации паров при построении циклов в рh - диаграмме.

А - линия через точки, найденные по разности энтальпий (h_рт1 - h_рт2) в циклах I, II, III (рис. 4) соответственно по расходу G_рт рабочего тела через испаритель;

Б - линия через точки, найденные по условию:

На пересечении линий А и Б находится точка, координаты которой - t^кд_рт и t_в.в. - удовлетворяют обоим требованиям. Эти координаты и являются искомыми. , то есть t^кд_рт = 28^оС, t_в = 22^оС.

Определим теплоприток к воздуху при прохождении им секции СП конденсатора. Этот теплоприток образуется за счёт изобарного охлаждения перегретого пара рабочего тела, поступающего из компрессора с температурой t_ртг. Принимаем, что на выходе из секции СП рабочее тело становиться сухим насыщенным паром: Х_рт3 = 1. По величине теплопритока к воздуху в секции СП определяется конечное состояние тёплого осушённого воздуха на выходе из установки.

(1.1.6)

где G_рт - расход рабочего тела R22, кг/с:

,

где h₁, h₅ - энтальпии рабочего тела R22 соответственно на выходе из испарителя И и на входе в него, кДж/кг, определяются по диаграмме р-h состояния R22 по найденному значению t^кд_рт (рис. 5);

G_с.в. - расход сухого воздуха, кг/с, определяется в предыдущих расчётах;

h_рт.2, h_рт.3 - энтальпии рабочего тела на выходе из компрессора (то есть на входе в секцию СП конденсатора, кДж/кг, определяется по р-h диаграмме состояния рабочего тела R22;

h_в.в. - энтальпия воздуха на входе в секцию СП конденсатора (рис. 4) определяется по найденному значению t_в.в. (рис. 5) по диаграмме i-Х для влажного воздуха. Таким образом:

;

;

;

;

.

Тогда уточнённое значение G_рт определяется:

,

а значение h^IV_в.в. таким образом составит:

Используя найденное значение h^IV_в.в по h-Х диаграмме для влажного воздуха определим t^IV_в.в. с учётом ^IV - 75 % при которой Х^IV = 0,0162 кг_вл./кг_с.в., таким образом t^IV_в.в. = 28,8^оС. Определим теплоту подведённую к рабочему телу:

,

.

Работа цикла определяется следующим образом:

.

Мощность двигателя компрессора составит:

.

Холодильный коэффициент определим по формуле:

.

Относительный коэффициент составит: .

Индикаторная мощность компрессора N_i (кВт), эффективная мощность компрессора (на валу) N_е (кВт) и электрическая (потребляемая) мощность компрессора N_эл. (кВт) определяется по теоретической мощности N_к с учётом соответствующих коэффициентов полезного действия (см. исходные данные).

,

,

.



Рис. 6. Схематичное изображение процесса парокомпрессионной холодильной установки в hS диаграмме рабочего тела:

1-2 - процесс сжатия; 2-3 - конденсация; 3-3 - охлаждения; 3-4 - дросселирование (3-4 - дросселирование при отсутствии охладителя); 4-5 - сепарация; 5-1 - испарение.

Рис. 7. Схематическое изображение процесса парокомпрессионной установки (холодильной) в Т-S диаграмме рабочего тела (контрольные точки и процессы см. рис. 6).

3. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА УСТАНОВКИ ПО ОСУШЕНИЮ И НАГРЕВАНИЮ ВЛАЖНОГО ВОЗДУХА С ПРИМЕНЕНИЕМ ТЕПЛОВОГО НАСОСА

1. Расход воздуха на входе V, м³/с - в том числе сухого воздуха G_с.в., кг_с.в./с.

2. Параметры по ходу воздуха:

	t оС	%	Х кгвл./кгс.в.	Н кДж/кгс.в.	tросы оС	tмокр.
на входе	24	90	0,0168	67	22	26
после И	8	100	0,0067	25	8	14
после СВ	22	100	0,0067	65	22	26
на выходе	28,8	75	0,0162	68,2	24	28

3. Удаление влаги из воздуха при осушении (дренаж) G_д, кг/г - 18.

4. Вид рабочего тепла R22 дифтормонохлорметана СНF₂Cl (фреон 22).

5. Параметры рабочего тела в узловых точках цикла:

	Р 105 Па	t оС	Х	h кДж/кг	S кДж/кг.к	м3/кг
1	2	3	4	5	6	7
вход в КМ (1)	5,5	3	1	617	4,72	0,045
выход из КМ (2)	12,5	28	0,75	647	472	0,036
между СП и СВ (3)	12	28	1	633	4,75	0,02
после КД (4)	12	3	0	436	3,6	0,04
вход в И (5)	5,5	3	0,18	436	3,85	0,015

6. Отопительный коэффициент (коэффициент преобразования) цикла теплового насоса, Х_t - 7,03.

7. Холодильный коэффициент цикла, _т - 6,03.

8. Теоретическая мощность компрессора N_т, кВт - 3,48.

9. Индикаторная мощность компрессора N_i, кВт - 4,64.

10. Эффективная мощность компрессора (на валу) N_е, кВт - 3,86.

11. Электрическая (потребляемая) мощность компрессора N_эл., кВт - 4,0.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На осуществление любого холодильного цикла (в том числе, разумеется, и цикла установки используемой в качестве теплового насоса) расходуется подводимая от внешнего источника работа l_ц. Эта работа затрачивается на привод компрессора другого аппарата, осуществляющего сжатие хладоагента. Разумеется, вся эта работа может быть полностью превращена в теплоту (например, в электронагревателе), которую можно будет использовать для нагрева помещения или нагрева воздуха при таком же его расходе G_в.в. и в таком же интервале температур от t^II_в.в. до t^IV_в.в. Преимущество теплового насоса перед любыми другими отопительными или нагревательными приборами и устройствами состоит в том, что при затрате одного и того же количества энергии (l_ц) с помощью теплового насоса к нагреваемому помещению или веществу подводиться всегда большее количество теплоты (l_ц + q₂) на величину количества теплоты (q₂), отбираемой от охлаждаемого объема за один цикл, чем-то, которое подводится при любом другом способе отопления или нагрева (так, при электронагреве количество теплоты, подведённой к нагреваемому объекту, равно l_ц). Это не должно вызывать удивления: если электронагреватель лишь превращает работу в теплоту, то тепловой насос с помощью того же количества работы превращает теплоту низкого температурного потенциала в теплоту более высокого температурного потенциала ("перекачивает" тепло).

Следует отметить, что холодильные установки могут использоваться и для совестного получения теплоты и холода. Например, ещё в 1943 году была сооружена аммиачная холодильная установка, предназначенная для катка с искусственным льдом; при этом вода, охлаждавшая конденсатор этой установки и за счёт этого заметно нагревшаяся поступала в сеть городского теплоснабжения. Такого рода комбинированные установки, несомненно, перспективны.

ЛИТЕРАТУРА

1. В.А. Кириллин, В.В. Сычёв, А.Е. Шейндлин. Техническая термодинамика. - М.: Энергоиздат, 1983.

2. С.Н. Богданов, А.В. Куприянова. Задачник по термодинамическим расчётам в пищевой и холодильной промышленности. - М.: Лёгкая и пищевая промышленность, 1983.

3. С.Н. Богданов, О.П. Иванов, А.В. Куприянова. Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник. - М.: Агропромиздат, 1985.

4. И.И. Перельштейн, Е.Б. Порушин. Термодинамические и теплофизические свойства рабочих веществ холодильных машин и тепловых насосов. - М.: Лёгкая промышленность, 1984.

5. Комплект учебных диаграмм термодинамического состояния веществ. Составитель В.Ю. Воскресенский. - М.: РИО ВЗИПП, 1991.

6. Г.В. Мамонтов, И.Н. Ратникова. Холодильное оборудование. - М.: Колос, 1993.

7. Теплотехника. II/ред. В.И. Крутова. - М.: Машиностроение, 1986.

8. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник/А.М. Бакластов и др./Под общ. ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. - М.: Энергоатомиздат, 1983.

9. Ривкин С. Термодинамические свойства воздуха и продуктов сгорания. - М.: Энергоиздат, 1955.

10. В.А. Гладков, Д.Г. Лаптева. Номограммы для определения теплосодержания, влагосодержания и удельного веса влажного воздуха. - М.: ВНИИ "Водгео", 1958.

Размещено на Allbest.ru