Файл: Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 26.06.2024
Просмотров: 79
Скачиваний: 1
Величины Qx, QK, Nr и Кк служат для подбора или расчета ха рактеристик теплообменных аппаратов и компрессора установ ки (см. п. 6 данной главы).
В случаях, когда холодильная установка представляет собой единый блок и подбор ее осуществляется по величине холодиль ной мощности, возникает необходимость в пересчете холодиль ной мощности для других условий, т. е. определение мощности установки, обеспечиваемой в одних условиях (/,, и tK), если из вестна холодильная мощность этой установки при других усло виях. Такой пересчет осуществляется по формуле
|
|
Q* — Qx X(7x^i |
(106> |
|
|
|
|
|
|
где Qx— холодильная мощность |
установки при коэффициенте |
|||
подачи К |
удельной холодопроизводительности qK и |
|||
удельном объеме хладагента перед компрессором щ;. |
||||
Qx — холодильная |
мощность установки при новых |
услови |
||
ях ((„ и |
(к), |
в которых |
%' — коэффициент |
подачи, |
qX— удельная |
холодопроизводителыюсть и |
ѵ [— |
удельный объем перед компрессором.
Значения qx, q^, Ѵ\ и ѵ[ определяются по диаграмме соответст
вующих циклов (на і—Igp-диаграмме). Коэффициенты подачи рассчитываются по уравнениям (50), (51), (52), (53), (54).
Если необходимо определить режим работы ПКХУ в кон кретных условиях, то это можно сделать после построения ха рактеристик ПКХУ и охлаждаемого объекта.
П р и м е р |
10. Подобрать оборудование холодильной установки для |
кон |
|||||||||||||
диционирования воздуха в выработках шахты по следующим |
данным: |
уста |
|||||||||||||
новка |
подземная, средняя температура холодоносителя |
(воды) |
в |
испарителе |
|||||||||||
+ 5° С; |
|
холодильная |
мощность |
установки |
350 |
квт; |
начальная |
температура |
|||||||
воды, |
охлаждающей |
конденсатор, 27° С; |
возможный |
расход |
воды, поступаю |
||||||||||
щей на охлаждение конденсатора, 70 м3/ч |
(1,94 кг/сек). |
|
|
|
|
|
|
||||||||
Так как проектируется подземная холодильная установка, то в качестве- |
|||||||||||||||
хладагента принимаем фреон-12. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Согласно (101), принимаем температуру испарения |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
tn = 5 — 5 = |
0°С. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
При температуре испарения 0° С и температуре конденсации 35° С ср=1,191 |
|||||||||||||||
(см. рис. 22), тогда тепловая мощность конденсатора |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
QK= |
1,19 ■350 = |
417 |
квт. |
|
|
|
|
|
|
|
|
В этом случае приращение |
температуры охлаждающей |
воды |
в конден |
||||||||||||
саторе |
|
составит |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Дt = - <2к |
417 |
|
= 5 ,1°С. |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
с\ѴК |
4, 19 - 1, 94 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
По |
выражению |
(100) определяем температуру |
конденсации |
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
и = -27,04-32,1 |
4 |
5 = |
35°С. |
|
|
|
|
|
|
||
По |
і — Igp-диаграмме фреона-12 (приложение |
II) |
находим |
|
давление |
в |
|||||||||
испарителе 3,08 |
бар |
и в конденсаторе 8,46 |
бар. Принимаем |
перегрев пара |
в |
90
регенеративном теплообменнике 10° С, тогда, согласно диаграмме, изменение энтальпии пара и конденсата в этом аппарате составит 4,3 кдж/кг.. Энталь пии хладагента в характерных точках цикла (см. рнс. 6, 6 ) іі=574 кдж/кг;
і j =578,3 кдж/кг; і ’ =597 кдж/кг: і2= і й =452,7 кдж/кг п /2 = 457,0 кдж/кг. Основные показатели цикла:
рх = 578,3 — 452,7 = 125,6 кдж/кг;
qK = 597,0 — 452,7 = 144,3 кдж/кг;
/ = 597,0 — 578,3 = 18,7 кдж/кг;
Необходимым расход хладагента в контуре установки |
|
|
|
||||||||
|
|
М = |
350 |
кг/сек. |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
125,6 |
|
|
|
|
|
||
Тепловая мощность конденсатора |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
QK = 144,3 • 2,79 = 4 0 3 квт, |
|
|
|
|
|||||
что практически соответствует принятой ранее величине. |
|
перед |
компрессо |
||||||||
По і — lgp-дііаграмме определяем удельный объем пара |
|||||||||||
ром (при давлении 3,08 бар |
и |
|
температуре |
+10° С), |
который |
равен |
|||||
0,0585 м3/кг. Тогда необходимая производительность компрессора |
|
|
|||||||||
Ѵк = |
0,0585 ■2,79 = |
0,163 мз/сек = |
9,8 |
мз/мин. |
|
|
|||||
Мощность на |
|
валу компрессора |
согласно (57) |
|
|
|
|
||||
|
|
іѴе |
18,7 • 2,79 |
квт. |
|
|
|
|
|||
|
|
0,9 |
|
= 65,5 |
|
|
|
|
|||
|
|
|
■0,885 |
|
|
|
|
|
|||
Индикаторный |
|
адиабатный |
к. п. д. компрессора определяется |
по |
уравне- |
||||||
мню (56) с учетом |
(54): |
273 |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
гі,- |
+ |
0,0025 = 0,885. |
|
|
|
|
|||
|
|
= |
— |
|
|
|
|
||||
|
|
“ зл |
308 ~ |
|
|
|
|
|
|
||
Мехашіческий |
|
к. п. д., |
согласно |
приведенным |
выше |
рекомендациям, при |
|||||
мят 0,9. |
холодильная |
мощность при заданных температурах |
испаре |
||||||||
Необходимая |
ния и конденсации может быть обеспечена агрегатом МФ-350, состоящим из лоршневого компрессора ФУУ-175, испарителя ИТР-210р и конденсатора КТР-1-lOp.
Фактический режим работы установки может быть установлен на осно вании совместного анализа характеристик холодильного агрегата и охлаж даемого объекта.
Г л а в а I I I
ВОЗДУШНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ 1. Схема и теоретический рабочий процесс
Парокомпрессорные холодильные установки экономичны и компактны, однако необходимость применения специальных хладагентов является их серьезным недостатком. Этих недостат ков нет у воздушных холодильных установок (ВХУ).
Воздушная холодильная установка (рис. 34, а) состоит на компрессора, теплообменника ТОи в котором сжатый в ком прессоре воздух отдает тепло или непосредственно окружающей среде, или охлаждающей воде; детандера Д и теплообмен ника Т02 (холодильной камеры), в котором холодный воздух после расширения в детандере отбирает тепло от охлаждаемой среды.
Теоретический (идеальный) рабочий процессе холодильной установки в координатах Т — 5 показан па рис. 43,6. В идеаль ном случае сжатие и расширение воздуха происходит адиабатно, теплообмен в аппаратах ГО, и Т02— изобарно. В отличие от ПКХУ, в воздушной установке невозможен изотермический подвод и отвод тепла, поэтому даже теоретический цикл такой установки отличается от цикла Карно.
Холодильная мощность |
установки, работающей по такому |
||
циклу, |
Qx = Щ х = Мср (7\ — Тв), К В Т , . |
(107) |
|
|
|||
где |
М — массовая |
производительность |
компрессора,. |
|
кг/сек; |
|
■ |
|
Ср — средняя массовая теплоемкость воздуха в интер |
||
Ті |
вале температур 11 —/в, кдж/кг-град; |
||
и Тв —• соответственно абсолютные температуры охлаж |
|||
|
даемой среды и воздуха после |
расширения в |
детандере, ° К;
Тепловая мощность, отводимая в |
теплообменник |
ТОь |
Ql = Щ і Мср(Га - |
Т2), квт, |
(108) |
где Т2 и Т&— абсолютные температуры окружающей среды и воздуха после адиабатного сжатия в компрес соре, °К.
92
Теоретическая мощность, затрачиваемая при работе компрес сора (при условии, что потери энергии и охлаждение воздуха при сжатии отсутствуют),
Л^к = Мер(Та Ті), квт. |
(109) |
Теоретическая мощность на валу детандера при вышепри веденных условиях
N, = Mcp(T2- T B), к в т . |
( П О ) |
Рис. 43. Воздушная холодильная установка:
а — схема: б — теоретический рабочий процесс
Тогда холодильный коэффициент рассматриваемого цикла
Qx |
М с р і п - Т ъ ) |
г ~ Л / к - І Ѵ д - |
M c p i T a - T J - M c p i T i - T » ) - |
Пренебрегая различием изобарных теплоемкостей, входящих в это уравнение, получим *
8 = |
(ІИ) |
|
П |
Так как для адиабатных процессов сжатия и расширения воз духа имеем
то
(112)
где ß= — — степень изменения давления воздуха в цикле.
Р \
Холодильный коэффициент обратного цикла Карно и анало гичных условиях составил бы
Тх
Из анализа уравнений (112) и (113) видно, что идеальный холодильный коэффициент цикла ВХУ всегда меньше, чем цикла Карно. Снижение холодильного коэффициента рассматривае мого цикла объясняется необходимостью увеличения темпера туры воздуха в компрессоре сверх Т2 и уменьшения температуры в детандере ниже Т} для обеспечения изобарного теплообмена в аппаратах ТО\ и Т02. Как видно из уравнения (112), снижение степени повышения давления в компрессоре увеличивает эконо мичность цикла, однако в этом случае снижается и удельная холодопроизводительность, т. е. при той же холодильной мощ ности установки необходимо увеличивать производительность компрессора.
Из-за малой теплоемкости воздуха даже при сравнительно небольших холодильных мощностях ВХУ необходимая произво дительность компрессора велика, поэтому в этих установках используются турбокомпрессоры.
2. Фактический рабочий процесс холодильной установки
Реальный цикл воздушной холодильной установки отличается от теоретического идеализированного цикла, рассмотренного в предыдущем параграфе.
В первую ^очередь отличие это объясняется потерями (дисси пацией) энергии в реальной установке. В основном потери энергии имеют место в компрессоре и детандере. '
В воздушной холодильной установке для сжатия воздуха используются турбокомпрессоры. Теоретический рабочий процесс неохлаждаемого нагнетателя (компрессора) представляет собой обратимый процесс адиабатного сжатия — линия / — а (рис. 44). Удельная работа, затрачиваемая на получение сжатого воздуха в этом случае, эквивалентна площади С — а — 3 — Е и равна
/т = гА ТЯ(Га - Г 1). |
(114) |
В реальной машине вследствие сопротивления проточной части компрессора часть энергии, подводимой к газу, расхо дуется на преодоление сопротивлений. Эта энергия, как известно, преобразуется в тепло, которое сообщается потоку газа (пере дачей тепла в окружающую среду можно пренебречь). При анализе обычно принимают (см. п. 4 главы II), что сжатие воз духа происходит без потерь, но с подводом тепла, эквивалент
9 4
ного энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивлений. В таком случае процесс сжатия будет представлять собой п.олитропный процесс о m>k, изображаемый отрезком 1 — а'. Удель ная работа, затрачиваемая на сжатие воздуха, при этом экви валентна площади С — 1 — а' — 3 — Е и равна
(115)
т — 1
где т — показатель процесса сжатия газа.
На преодоление сопротивлений расходуется работа, эквивалент ная площади D—а —1— С
(равная теплу, подводимо му к газу при сжатии).
Полная удельная рабо та, затрачиваемая в реаль ном компрессоре на полу чение сжатого воздуха (без учета механических и объ емных потерь), будет экви валентна площади D—а'— 3—Е и может быть рассчи тана по формуле
I= - ± - R ( T ' a- T 1). (116)
к— 1
Для |
характеристики |
|
||
аэродинамического |
совер- |
р,1С 44. Процессы сжатия и расши |
||
шенства |
неохлаждаемого |
рения воздуха в ВХУ |
||
компрессора |
используется |
|
||
внутрениий |
|
(политропный) |
|
к. п. д., представляющий собой отношение фактической работы,
затрачиваемой на сжатие |
газа, |
к полной работе, |
учитывающей |
|
и потери энергии в машине, |
L |
т (k — 1) |
|
|
Г); = |
(117) |
|||
— = |
--- -------- |
|||
|
I |
к (т — 1) |
|
|
Полный к. п. д. компрессора |
|
(118) |
||
’Ік = |
V ’ll*.. |
где т)ок и г)М|{ — соответственно объемный и механический к. п. д.
компрессора.
При анализе работы неохлаждаемых воздушных турбоком прессоров, так же как и для поршневых машин, используют адиабатный к. п. д. [см. уравнение (60) в предыдущей главе]
k — 1 R(Ta -Тг) |
(119) |
|
^дк = т = |
|
|
И( К~Т г ) |
7 , - П |
|
к— 1 |
|
95