МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

 

УЧРЕЖДЕНИЕ  ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

МЕЖДУНАРОДНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЭКОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ИМЕНИ А.Д.САХАРОВА" БЕЛОРУССКОГО ГОСУДАРСТВЕННОГО УНИВЕРСИТЕТА"

 

Факультет мониторинга окружающей среды

 

Кафедра энергоэффективных технологий

 

 «Энергоэффективные технологии и энергетический менеджмент»

 

Контрольная работа по дисциплине «Геотермальная энергетика»

Тема: «Расчет теплового насоса»

Вариант №7

 

 

 

Студентки 5 курса

Мархель Ирины Николаевны

Оценка____________

Дата____________

Подпись преподавателя____________

 

 

 

Минск 2018

 

Задание

 

Для исходных данных, приведенных в таблице 1:

1. Рассчитать цикл идеального парокомпрессионного теплового насоса для четырех фреонов.
2. Рассчитать цикл парокомпрессионного теплового насоса с ре- генерацией теплоты для четырех фреонов.
3. Рассчитать цикл идеального парокомпрессионного теплового насоса с регенерацией теплоты им переохладителем для четырех фре-

онов.

4. Сравнить результаты расчета и выбрать наиболее эффективный вариант ТНУ.
5. Произвести расчет теплообменников для выбранного варианта.

      

Таблица 1 –  Исходные данные

Расход холодной воды Gв, кг/с	40
Температура холодной воды
до теплового насоса tн1, ⁰С	27
после теплового насоса tн2, ⁰С	12
Температура горячей воды
до теплового насоса tв1, ⁰С	52
после теплового насоса tв2, ⁰С	67
Температура окружающей среды  t0, ⁰С	7
Перегрев пара в  промежуточном теплообменнике ∆tп, ⁰С	5

 

Решение

1 Расчёт цикла идеального парокомпрессионного насоса для фреона второй группы  – R123.

Определим  температуру испарения фреона    по формуле:

 

(1.1)

где   – температура холодной воды после теплового насоса, ⁰С;

 – перепад температуры в испаретителе, ⁰С.

По температуре испарения  на правой пограничной кривой p, h-диаграммы фреона R123 (рисунок 1.1) находиv точкe 1, в которой определяем энтальпию h₁=385,05 кДж/кг и давление испарения p_и=0,046 МПа.

Рисунок 1.1 – Цикла идеального парокомпрессионного насоса для фреона R123

 

Определим температуру конденсации фреона  по  формуле:

 

(1.2)

где  – температура горячей воды на выходе теплового насоса, ⁰С;

 – перепад температур в конденсаторе, ⁰С.

По температуре конденсации tк на правой пограничной кривой находится точка 3. для которой определяем энтальпию h₃=271,34 кДж/кг и давление конденсации  p_к=0,037 МПа.

На пересечении линии постоянной энтропии S1, проходящей через точку 1, и линии изобары p_к, проходящей через точку 3, определяем точку 2а, которая соответствует концу адиабатного сжатия. По диаграмме определяем энтальпию в точке 2а  h_2а=418,12 кДж/кг  .

Определяем адиабатный КПД компрессора по формуле:

 

(1.3)

где   – температура окружающей среды,  ⁰С.

Определяем энтальпию фреона  точки 2 :

 

(1.4)

По значению энтальпии h₂ и давлению p_к определяем точку 2.

По значению энтальпии h₃ = h₄ и давлению p_и определяем точку 4.

Рассчитываем удельные тепловые нагрузки в узлах теплового насоса:

 

	(1.5)
	(1.6)
	(1.7)

Производим проверку  теплового баланса:

 

Тепловая нагрузка теплового насоса (теплота предаваемая на отопление) равна q_тн = q_к =155,07 кДж/кг.

Удельная электроэнергия потребляемая электродвигателем W:

 

(1.8)

где КПД электродвигателя, принимаем 0,8;

 – электромеханический КПД компрессора, принимаем 0,95.

Определяем показатели энергетической эффективности теплового насоса:

- коэффициент преобразования теплоты:

 

(1.9)

• коэффициента преобразования электроэнергии:

 

(1.10)

-  удельный расход первичной энергии:

 

(1.11)

 Определяем степень повышения давления в компрессоре :

 

(1.12)

Производим экзегетический расчет схемы.

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру низкопотенциального теплоносителя равна :

 

(1.13)

Определяем эксергетическую температуру низкопотенциального телпоносителя :

 

(1.14)

 

Определяем эксергию, отданую низкопотенциальным теплоносителем в испарителе :

 

(1.15)

Определяем среднюю логарифмическую температуру горячего  теплоносителя равна :

 

(1.16)

Определяем эксергетическую температуру горячего телпоносителя :

 

(1.17)

 

Определяем эксергию, полученная высокопотенциальным теплоносителем в испарителе :

 

(1.18)

Эксергия электроэнергии, потребляемой электродвигателем равна:

 

(1.19)

Эксергетический КПД h_э теплового насоса определяется по суммарной эксергии входных e_вх и выходных e_вых потоков:

 

(1.20)

2 Расчет цикла парокомпрессионного теплового насоса с регенерацией теплоты для фреона R123

Определим  температуру испарения фреона    по формуле 1.1 :

 

По температуре испарения  на правой пограничной кривой p, h-диаграммы фреона R123 (рисунок 2.1) находим точку 1, в которой определяем энтальпию h₁=385,05 кДж/кг и давление испарения p_и=0,046 МПа.

 

Рисунок 2.1 – Цикла парокомпрессионного теплового насоса с регенерацией теплоты для фреона R123

 

Определим температуру конденсации фреона  по  формуле 1.2:

 

По температуре конденсации tк на правой пограничной кривой находится точка 3. для которой определяем энтальпию h₃=271,34 кДж/кг и давление конденсации  p_к=0,037 МПа.

Определяем температуру фреона  на входе в компрессор t_1а  по формуле:

(2.1)

где – темпертаура перегрева в промежуточном теплообменнике, ⁰С.

По температуре и  по свойствам  перегретого пара  фреона определяем энтальпию фреона на входе в компрессор h_1a =386,38 кДж//кг.

На пересечении линии постоянной энтропии S1, проходящей через точку 1, и линии изобары p_к, проходящей через точку 3, определяем точку 2а, которая соответствует концу адиабатного сжатия. По диаграмме определяем энтальпию в точке 2а  h_2а=419 кДж/кг  .

Определяем адиабатный КПД компрессора по формуле 3:

 

Определяем энтальпию фреона  точки 2 :

 

(2.2)

По значению энтальпии h₂ и давлению p_к определяем точку 2.

 

Энтальпию горячего фреона на  входе в промежуточный теплообменник определяем по формуле:

 

(2.3)

По свойствам жидкого фреона по энтальпии  и давлению p_к определяем температуру горячего фреона после промежуточного теплообменника .        

По значению энтальпии h_3б = h₄ и давлению p_и определяем точку 4.

Рассчитываем удельные тепловые нагрузки в узлах теплового насоса:

 

 

- удельная тепловая нагрузка испарителя

 

(2.4)

-удельная тепловая нагрузка конденсатора

 

(2.5)

- удельная тепловая нагрузка теплового насоса

 

(2.6)

 

-удельная тепловая нагрузка промежуточного теплообменника

 

(2.7)

- работа сжатия в компрессоре

 

(2.8)

Производим проверку  теплового баланса:

 

Удельную электроэнергию, потребляемую электродвигателем W определяем по формуле 1.8:

 

Определяем показатели энергетической эффективности теплового насоса:

- коэффициент преобразования теплоты по формуле 1.9:

 

• коэффициента преобразования электроэнергии по формуле 1.10:

 

-   удельный расход первичной энергии по формуле 1.11:

 

 Определяем степень повышения давления в компрессоре  по формуле 1.12:

 

Производим экзегетический расчет схемы.

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру низкопотенциального теплоносителя равна  по формуле 1.13:

 

Определяем эксергетическую температуру низкопотенциального телпоносителя  по формуле 1.14:

 

 

Определяем эксергию, отданую низкопотенциальным теплоносителем в испарителе  по формуле 1.15:

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру горячего  теплоносителя    по формуле 1.16:

 

Определяем эксергетическую температуру горячего теплоносителя  по формуле 1.17:

 

 

Определяем эксергию, полученная высокопотенциальным теплоносителем в испарителе  по формуле 1.18:

 

Определим эксергию  электроэнергии, потребляемой электродвигателем  по формуле 1.19 :

 

Определим эксергетический КПД h_э теплового насоса  по формуле 1.20 :

 

 

3 Расчет парокомпрессионного теплового насоса с регенерацией теплоты и переохладителем для фреона R123

Определим  температуру испарения фреона    по формуле 1.1 :

 

По температуре испарения  на правой пограничной кривой p, h-диаграммы фреона R123 (рисунок 3.1) находим точку 1, в которой определяем энтальпию h₁=385,05 кДж/кг и давление испарения p_и=0,046 МПа.

 

Рисунок 3.1 – Цикл парокомпрессионного теплового насоса с регенерацией теплоты и переохладителем для фреона R123

 

Определим температуру конденсации фреона  по  формуле 1.2:

 

По температуре конденсации t_к на правой пограничной кривой находится точка 3. для которой определяем энтальпию h₃=271,34 кДж/кг и давление конденсации  p_к=0,037 МПа.

Определяем температуру фреона  на входе в компрессор t_1а  по формуле 2.1 :

По температуре и  по свойствам  перегретого пара  фреона определяем энтальпию фреона на входе в компрессор h_1a =386,38 кДж//кг.

На пересечении линии постоянной энтропии S1, проходящей через точку 1, и линии изобары p_к, проходящей через точку 3, определяем точку 2а, которая соответствует концу адиабатного сжатия. По диаграмме определяем энтальпию в точке 2а  h_2а=419 кДж/кг  .

Определяем адиабатный КПД компрессора по формуле 1.3:

 

Определяем энтальпию фреона  точки 2  по формуле 2.2:

 

По значению энтальпии h₂ и давлению p_к определяем точку 2.

 

Определим по свойствам насыщенной жидкости и давлению p_к теплоемкость фреона после конденсатора  кДж/кг·К и теплоемкость  воды после теплового насоса  кДж/кг·К.

Температуру фреона после конденсатора t_3a определяем по формуле:

 

(3.1)

По свойствам жидкости фреона    по температуре   и давлению p_к определяем энтальпию фреона  на входе в переохладителе:

 

 

Энтальпию горячего фреона на  входе в промежуточный теплообменник определяем по формуле:

 

(3.2)

По свойствам жидкого фреона по энтальпии  и давлению p_к определяем температуру горячего фреона после промежуточного теплообменника .     

По значению энтальпии h_3б = h₄ и давлению p_и определяем точку 4.

Рассчитываем удельные тепловые нагрузки в узлах теплового насоса:

 

- удельная тепловая нагрузка испарителя по формуле 24:

 

-удельная тепловая нагрузка конденсатора по формуле 25:

 

- удельная тепловая нагрузка  переохладителя

 

(3.3)

- удельная тепловая нагрузка теплового насоса :

 

(3.4)

 

-удельная тепловая нагрузка промежуточного теплообменника по формуле 2.7:

 

- работа сжатия в компрессоре по формуле 28:

 

Производим проверку  теплового баланса:

 

Удельную электроэнергию, потребляемую электродвигателем W определяем по формуле 8:

 

Определяем показатели энергетической эффективности теплового насоса:

- коэффициент преобразования теплоты по формуле 1.9:

 

• коэффициента преобразования электроэнергии по формуле 1.10:

 

-   удельный расход первичной энергии по формуле 1.11:

 

 Определяем степень повышения давления в компрессоре  по формуле 1.12:

 

Производим экзегетический расчет схемы.

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру низкопотенциального теплоносителя равна  по формуле 1.13:

 

Определяем эксергетическую температуру низкопотенциального телпоносителя  по формуле 1.14:

 

 

Определяем эксергию, отданую низкопотенциальным теплоносителем в испарителе  по формуле 1.15:

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру горячего  теплоносителя  по формуле 1.16:

 

(3.5)

где   – температура нагреваемой воды между переохладителем и конденсатором, .

 

Определяем эксергетическую температуру горячего теплоносителя  по формуле 1.17:

 

Определяем эксергию, полученную высокопотенциальным теплоносителем в испарителе  по формуле 1.18:

 

Определяем среднюю логарифмическую температуру горячего  теплоносителя  по формуле:

 

(3.6)

Определяем эксергетическую температуру горячего теплоносителя  по формуле 1.17:

 

(3.7)

Определяем эксергию, полученную высокопотенциальным теплоносителем в испарителе  по формуле 18:

 

(3.8)

 

Определим эксергию  электроэнергии, потребляемой электродвигателем  по формуле 1.19 :

 

Определим эксергетический КПД h_э теплового насоса  по формуле 20:

 

(3.9)

 

 

Аналогичным образом производим расчеты для фреонов  R124, R600a, R152a для трех схем. Результаты расчетов сведены в таблицы 3.1

 

 

Таблица 3.1 – Термодинамический расчет схем парокомпрессионного теплового насоса

Наименование фреона		R123			R124			R600a			R152a
Номер схемы		1	2	3	1	2	3	1	2	3	1	2	3
Параметр	Размер-ность
Температура испарения фреона, tи	⁰С	7			7			7			7
Энтальпия фреона после испарителя, h1	кДж/кг	385,05			363,51			593,05			511,16
Давление фреона в испарителе, pи	МПа	0,04624			0,20331			0,12912			0,32578
Темпе.конденсации фреона, tи	⁰С	69			69			69			69
Энтальпия фр. после конденсатора, h3	кДж/кг	271,34			278			372,834			329,04
Давление конден-сации фреона, pк	МПа	0,36731			1,2336			0,791796			1,845
Температура фреона на входе в компрессор, tи	⁰С	-	8		-	8		-	8		-	8
Энтальпия фреона на входе в компрессор, h1а	кДж/кг	-	386,38		-	365,03		-	596,59		-	513,42
Энтальпия фреона  после адиабатного сжатия, h2а	кДж/кг	418,12	419		392,7	394,7		665	670		571,8	574,2

 

продолжение таблицы 3.1

Адиабатный КПД компрессора, ηа	-	0,799			0,799			0,799			0,799
Энтальпия фреона после компрессора, h2	кДж/кг	426,41	427,18		400	402,14		683,05	688,41		587	589,45
Теплоемкость компрессора после конденсатора, с’p3		-	-	1,08	-	-	1,29	-	-	2,8	-	-	2,1645
Температура холодного фреона после переохладителя, tи	⁰С	-	-	57,1	-	-	57,54	-	-	60	-	-	59,1
Энтальпия холодн. фреона после переохладителя, h3а	⁰С	-	-	257,5	-	-	267,5	-	-	350	-	-	307,6
Температура воды после переохладителя, tи	⁰С	-	-	52,1	-	-	52,5	-	-	55	-	-	54,1
Энтальпия горячего фреона на входе в промежуточный теплообменник, h3б	кДж/кг	-	270,01	256,17	-	276,48	265,98	-	369,29	346,46	-	326,78	305,34
Температура гор. фреона после промежуточного теплообменника, tи	⁰С	-	-	55,83	-	-	56,3	-	-	58,7	-	-	58

 

 

 

продолжение таблицы 3.1

Энтальпия фреона перед испарителем, h4	кДж/кг	271,34	270,01	256,17	278	276,48	265,98	372,83	369,29	346,46	329,04	326,78	305,34
Удельная тепловая нагрузка перед испарителем, qи	кДж/кг	113,71	115,04	128,87	85,51	87,03	97,53	220,22	223,76	246,59	182,12	184,38	205,82
Удельная тепловая нагрузка конденсатора, qк	кДж/кг	155,1	155,8		122	124,1		310,2	315	258		260,4
Удельная тепловая нагрузка переохладителя, qпо	кДж/кг	-	-	13,84	-	-	10,5	-	-	22,83	-	-	21,44
Удельная тепловая нагрузка теплового насоса, qтн	кДж/кг	155,1	155,8	169,7	122	124,1	134,6	310,2	315,6	338,4	258	260,4	281,8
Удельная тепловая нагрузка промежуточного теплообменника, qпто	кДж/кг	-	1,33		-	1,52		-	3,54		-	2,25
Работа сжатия в компрессоре, lсж	кДж/кг	41,36	40,81		36,51	37,11		90	91,82		75,85	76,03
Удельная энергия потребляемая электродвигателем, W	кДж/кг	54,43	53,69		48,04	48,83		118,4	120,82		99,8	100,04
Проверка теплового баланса,	-	0	0	0	0	0	0	0	0	0	0	0	0
Коэффициент сжатия, ε	-	7,94	7,94		6,07	6,08		6,13	6,13		5,66	39,90

 

продолжение таблицы 3.1

Коэффициент преобразования теплоты, μ	-	3,75	3,82		3,34	3,34		3,45	3,45		3,40	3,42
Коэффициент преобразования электроэнергии, μэ	-	2,85	2,9		2,54	2,54		2,62	2,61		2,58	2,60
Удельный расход первичной энергии, ПЭ	кДж/кг	0,92	0,90		1,04	1,03		1	1,01		1,02	1,01
Средняя температура низкопотенциального теплоносителя, Tн	К	291,44			291,44			291,44			291,44
Термодинамическая температура низкопотенциального теплоносителя, τн	-	0,043			0,043			0,043			0,043
Эксергия, отданая низкопотенциальным теплоносителем, ен	-	4,85	4,91	5,5	3,65	3,71	4,16	9,4	9,55	10,52	7,77	7,87	8,78
Средняя температура высокопотенциальнго теплоносителя в конденсаторе, Tв	К	329,44		331	329,44		331,24	329,44		332,45	329,44		332,03
Термодинамическая температура высокопотенциального теплоносителя в конденсаторе, τв	-	0,1531		0,1571	0,1531		0,1577	0,1531		0,1609	0,1531		0,1597

 

окончание таблицы 3.1

Эксергия полученная высокопотенциальным теплоносителем в конденсаторе, ев		23,74	23,86	24,48	18,68	19,01	19,58	47,5	48,32	50,77	39,5	39,87	41,59
Средняя температура высокопотенциального теплоносителя в переохладителе, Tвп	К	-	-	323,53	-	-	323,77	-	-	325	-	-	324,55
Термодинамическая температура высокопотенциального теплоносителя в переохладителе, τвп	-	-	-	0,1376	-	-	0,1382	-	-	0,1415	-	-	0,1403
Эксергия полученная высокопотенциальным теплоносителем в переохладителе, евп	-	-	-	1,90	-	-	1,45	-	-	3,23	-	-	3,01
Эксергия потребляемой электроэнергии, еэ	-	54,42	53,69		48,04	48,83		118,42	120,82		99,80	100,04
Эксергетический КПД, ηэ	-	0,40	0,41	0,45	0,36	0,36	0,4	0,37	0,37	0,41	0,37	0,37	0,41

 

• Сравнение расчетных вариантов

 

Таблица 4.1– Показатели энергетической эффективности расчетных вариантов

 

Схема	Парокомпрессионная ТНУ (схема1)				Парокомпрессионная ТНУ с регенерацией теплоты (схема2)				Парокомпрессионная ТНУ с регенерацией теплоты и переохладителем (схема3)
Наименование фреонов	R123	R124	R600a	R152a	R123	R124	R600a	R152a	R123	R124	R600a	R152a
Удельная тепловая нагрузка теплового насоса, qтн	155,07	122,02	310,21	257,97	155,84	124,14	315,58	260,41	169,68	134,64	338,41	281,85
Удельная энергия потребляемая электродвигателем, W	54,43	48,04	118,42	99,80	53,69	48,83	120,82	100,04	53,69	48,83	120,82	100,04
Степень сжатия в компрессоре, ε	7,94	6,07	6,13	5,66	7,94	6,07	6,13	39,90	7,94	6,07	6,13	39,90
Коэффициент преобразования теплоты, μ	3,75	3,34	3,45	3,40	3,82	3,35	3,44	3,43	3,82	3,35	3,44	3,43
Коэффициент преобразования электроэнергии, μэ	2,85	2,54	2,62	2,58	2,90	2,54	2,61	2,60	2,90	2,54	2,61	2,60
Удельный расход первичной энергии, ПЭ	0,924	1,036	1,005	1,018	0,907	1,035	1,008	1,011	0,907	1,035	1,008	1,011
Эксергетический КПД, ηэ	0,401	0,361	0,372	0,367	0,407	0,362	0,371	0,370	0,446	0,397	0,411	0,410

 

В первую очередь исключаем из сравнения варианты в которых степень сжатия больше 17 ( схемы 2 и 3  фреона R152a). Наибольшие коэффициенты преобразования  теплоты из оставшихся вариантов у схем 1, 2, 3 фреона R123 (3,75, 3,82, 3,82 соответственно). Значения степени сжатия данных вариантов одинаковы, выбираем вариант с наибольшим эксергетическим КПД и удельной тепловой нагрузкой – схема 3 фреона R123.

Для выбранной схемы рассчитываются тепловая нагрузка в узлах установки и эксергетический баланс теплонасосной установки.

Тепловая нагрузка теплонасосной установки Q_тн, Вт или кВт, – это количество теплоты, получаемой в установке горячим теплоносителем. Определим тепловую нагрузку теплонаносной установки Q_тн по формуле:

 

(4.1)

где с_н – теплоемкость низкопотенциального теплоносителя, кДж/кг⁰С.

Массовый расход хладагента  определяем по формуле:

 

(4.2)

Полная нагрузка узлов теплового насоса:

- в компрессоре

 

(4.3)

- в испарителе

 

(4.4)

- в конденсаторе

 

(4.5)

 

- в переохладителе

(4.6)

- промежуточном теплообменнике

 

(4.7)

Определим удельные эксергетические потери в компрессоре:

- внешние эксергетические потери в компрессоре и  электродвигателе, вызванные механическим трением:

 

(4.8)

- внутренние эксергетические потери

 

(4.9)

где ,  – энтропии фреона  соответственно в точках 2 и 1а термодинамического процесса.

 

Определяем эксергетические потери в хладогентах:

- эксергетические потери в испарителе:

 

(4.10)

- эксергетические потери в конденсаторе:

 

(4.11)

- эксергетические потери в переохладителе:

 

(4.12)

- эксергетические потери в промежуточном теплообменнике:

 

(4.13)

- эксергетические потери в дросселе:

 

(4.14)

где  ,   , , , ,  – значения энтропий в соответствующих точкам квазистатических состояниях термодинамического процесса.

 

 

Определяем сумму  эксергетических потоков в  тепловом насосе:

 

12,89+4,88+3,56+3,21+1,60+0,6975+4,88

(4.15)

Производим проверку по равенству  полученных эксергетических потоков и разности  эксергии на входе и выходе  теплового насоса:

 

(4.16)

 

Узлы в которых эксергетические потери  наибольшие, требуют совершенствования и повышения эффективности работы.

 

 

5 Проектирование теплообменников

 

5.1 Расчет испарителя

 

Рисунок 5.1.1– Схема теплообмена в испарителе

 

Определяем среднелогарифмический температурный напор в испартиеле по формуле:

 

(5.1.1)

Определяем среднюю температуру  низкопотенциального теплоносителя :

 

(5.1.2)

Характеристики труб  теплообменника испарителя приведены в таблице 5.1

 

Таблица 5.1.1 – Характеристика труб теплообменника испарителя

Параметр	Значение
Наружный диаметр d1, мм	23
Внутренний  диаметр d2, мм	20
Высота ребра hp, мм	1,5
Наружный диаметр ребра dp, мм	26
Толщина ребра δp, мм	0,5
Шаг между ребрами Sp, мм	2
Коэффициэнт εp, мм	1,93
Площадь наружной оребренной поверхности  трубы длинной 1м  F1, м2	0,190
Площадь внутреннй поверхности трубы длинной 1 м F1, м2	0,068

 

 

Рисунок 5.1.2 – Конструктивные размеры оребрённых труб

 

Примем скорость теплоносителя в трубах испарителя υ_в.н.=2,1 м/с.

Определим  критерий нусельта для низкопотенциального теплоносителя по формуле:

 

(5.1.3)

где  – скорость теплоносителя в испарителе, м/с

 – внутренний диаметр труб испарителя, м;

 – кинематическая вязкость теплоносителя, м²/с;

 – критерий Прандтля низкопотенциального теплоносителя.

Коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к внутренним  стенкам труб определяется по критериальному уравнению:

 

(5.1.4)

где  – коэффициент теплопроводности низкопотенциального теплонсоителя, Вт/м²·К;

 – внутренний диаметр труб испарителя, мм.

Определим удельный тепловой поток от теплоносителя к внутренней поверхности труб испарителя  по формуле:

 

(5.1.5)

где  – температура стенки труб испарителя, принимаем .

Удельный тепловой поток  от наружной стенки к фреону   определяем по формуле:

 

(5.1.6)

где k коэффициент:

 

(5.1.7)

где  – давление фреона в критической точке,  Мпа;

 –  число вертикальных труб в теплоносителе, принимаем 10 шт;

, – площадь наружной и внутренней поверхностей 1 м труб испарителя соответственно, м².

Поскольку   то температура стенки труб испарителя выбрана верно.

Удельный тепловой поток в испарителе определяем  по формуле:

 

(5.1.8)

Теплоотдающая поверхность   ранва:

 

(5.1.9)

Число труб в одном ходе округленное n:

 

(5.1.10)

где  – плотность теплоносителя в испарителе, кг/м³ .

 

Определяем длину труб в испарителе L_и:

 

(5.1.11)

где  – число ходов.

Поскольку длинна труб  в одном ходе находится в пределах от 2 до 6 м, то число ходов m  и скорость теплоносителя  можно оставить.

Производим компоновку  труб в сечении теплообменника. Размещение труб принимаем ромбическим. Шаг труб принимаем S=1,3·d₁=1,3·0,023=0,03 м. Минимальное расстояние от ближайших стенок труб до внутренней стенки кожуха и перегородки теплообменника для удобства монтажа принято 6 мм. Решение по размещению труб в трубной  решетки представлено на рисунке 5.1.3. Внутренний диаметр кожуха теплообменника равен D=308 мм.

Рисунок 5.1.3 – Сечение трубной решетки теплообменника испарителя.

Поскольку плотность теплоносителя в процессе нагрева фреона меняется незначительно сечение входного и выходного патрубков для теплоносителя равны:

 

(5.1.12)

где  – скорость теплоносителя в входящем и выходящем патрубке испарителя, м/с.

Сечение входящего патрубка фреона  определяем по формуле:

 

(5.1.13)

где  – скорость фреона во входящем патрубке, примем 2,1 м/с;

 – плотность жидкого теплоносителя при при температуре t_и,  кг/м³.

 

Определим плотность газообразного фреона в выходящем патрубке  по формуле:

(5.1.14)

где – молярная масса фреона R123, получаем сложением масс атомов молекулы фреона (химическая формула CHCl₂CF₃), кг/моль;

 – объем одного моля хладагента  при давлении в испарителе определяем из уравнения Клайперона Менделеева:

 

(5.1.15)

где  – универсальная газовая постоянная, 8,314 Дж/моль·К.

Определим сечение выходного патрубка фреона :

 

(5.1.16)

где  – скорость фреона в выходном патрубке, принимаем 10 м/с.

 

5.2 Расчет конденсатора

Рисунок 5.2.1  – Схема теплообмена в конденсаторе

 

Определяем среднелогарифмический температурный напор в конденсаторе   по формуле:

 

(5.2.1)

Определяем среднюю температуру  высокопотенциального  теплоносителя :

 

(5.2.2)

Характеристики труб  теплообменника конденсатора принимаем равными характеристикам приведенным в  таблице 5.1.1.

Определим температуру пленки конденсата фреона на наружной поверхности труб :

 

(5.2.3)

Определим параметр B  для определения теплового потока от наружной стенки к фреону:

 

(5.2.4)

где ρ  – плотность жидкого фреона при температуре t_пл , кг/м³;

– теплопроводность пленки фреона, Вт/м·К;

 – коэффициент динамической вязкости, Па·с.

Тепловой поток от фреона к наружным стенкам труб  равен

 

	(5.2.5)

где  – коэффициент принимаем по таблице 5.1.1;

r ­– теплота парообразования фреона при температуре пленки, Дж/кг;

 – температура стенки труб в конденсаторе,  принимаем    =61,74⁰С;

 – коэффициент, получаем их выражения:

  ;

n – число рядов труб по высоте, принимаем 10;

Примем скорость теплоносителя в трубах конденсатора  м/с.

Определим  критерий Нуссельта для высокопотенциального теплоносителя по формуле:

 

(5.2.6)

где  – скорость теплоносителя в испарителе, м/с

 – внутренний диаметр труб испарителя, м;

 – кинематическая вязкость теплоносителя, м²/с;

 – критерий Прандтля низкопотенциального теплоносителя.

Коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к внутренним  стенкам труб  конденсатора  определяется по критериальному уравнению:

 

(5.2.7)

где  – коэффициент теплопроводности низкопотенциального теплонсоителя, Вт/м²·К;

 – внутренний диаметр труб испарителя, мм.

Определим значение удельного теплового потока от внутренней стенки  конденсатора к теплоносителю по формуле:

(5.2.8)

Поскольку выполнено условие  , температура стенки выбрана правильно.

Удельный тепловой поток в конденсаторе  определяем по формуле:

 

(5.2.9)

Теплоотдающая поверхность  F_к  ранва:

 

(5.2.10)

Определим расход высокопотенциального теплоносителя :

 

(5.2.11)

где  – теплоемкость высокопотенциального теплоносителя.

Число труб в одном ходе округленное :

 

(5.2.12)

 

где  – плотность высокопотенциального теплоносителя теплоносителя в конденсаторе, кг/м³ .

 

Определяем длину труб в конденсаторе :

 

(5.2.13)

где m – число ходов.

Поскольку длинна труб  в одном ходе находится в пределах от 2 до 6 м, то число ходов m  и скорость теплоносителя  можно оставить.

Согласно методике, изложенной в [23] , производим компоновку  труб в сечении теплообменника. Размещение труб принимаем ромбическим. Шаг труб принимаем S=1,3·d₁=1,3·0,023=0,03 м. Минимальное расстояние от ближайших стенок труб до внутренней стенки кожуха и перегородки теплообменника для удобства монтажа принято 6 мм. Решение по размещению труб в трубной  решетки представлено на рисунке 5.2.2. Внутренний диаметр кожуха теплообменника равен D=560 мм.

 

Рисунок 5.2.2 – Сечение трубной решетки  конденсатора.

Поскольку плотность теплоносителя в процессе нагрева фреона меняется незначительно сечение входного и выходного патрубка для теплоносителя равны:

 

(5.2.14)

где  – скорость теплоносителя в входящем и выходящем патрубках конденсатора, м/с.

Сечение выходящего патрубка фреона в конденсаторе  определяем по формуле:

 

(5.2.15)

где  – скорость фреона в выходящем патрубке конденсатора, примем 2 м/с;

 – плотность жидкого фреона при при температуре t_к,  кг/м³.

 

Определим плотность газообразного фреона во входящем патрубке  конденсатора  по формуле:

(5.2.16)

где – молярная масса фреона R123, получаем сложением масс атомов молекулы фреона (химическая формула CHCl₂CF₃), кг/моль;

 – объем одного моля хладагента  при давлении в испарителе определяем из уравнения Клайперона Менделеева:

 

(5.2.17)

где  – универсальная газовая постоянная, 8,314 Дж/моль·К.

Определим сечение входного патрубка фреона :  

 

(5.2.18)

где  – скорость фреона в выходном патрубке, принимаем 10 м/с.

 

5.3 Расчет переохладителя и промежуточного теплообменника

В переохладителе и промежуточном теплообменнике процессов испарения и конднесации пара нет. В переохладителе теплота передается от фреона, находящегося в жидком состоянии, к воде, идущей в трубах. В промежуточном теплообменнике теплота от более горячего жидкого фреона передается более холодному перегретому пару фреона.  Схема теплообмена в переохладителе представлена на рисунке 5.3.1, а в промежуточном теплообменнике – на рисунке .5.3.2. Расчет теплообменников представлен в таблице 5.3.1.

 

Рисунок 5.3.1 – Схема теплообмена в переохладителе

 

 

Рисунок 5.3.2 – Схема теплообмена в промежуточном теплообменнике

 

 

Таблица 5.3.1 – Расчет теплообменников переохладителя и промежуточного

Наименование параметра	Расчет переохладителя	Расчет промежуточного теплообменника
Средняя температура теплоносителей, ⁰С
Число ходов	m=1	m=2
Вспомогательные параметры
Поправочный коэффициент для перекрёстного хода

 

продолжение таблицы 5.3.1

Температурный напор для перекрёстного тока, ⁰С
Скорость теплоносителя в трубах, м/с
Критерий Нуссельта для внутренних стенок труб Nu и коэффициэнт теплоотдачи для внутренних стенок труб α2, Вт/м2·К
Скорость теплоносителя в межтрубном пространстве, м/с

 

окончание таблицы 5.3.1

Коэффициент теплоотдачи для внутренних поверхностей оребренных труб α1, Вт/м2·К	(используются свойства фреона при температуре tср1 и давлении pк)	(используются свойства фреона при температуре tср1 и давлении pи)
Линейный коэффициент теплопередачи через цилиндрическую стенку  , Вт/м·К	где    Вт/м2·К – теплопроводность меди	где    Вт/м2·К – теплопроводность меди
Число труб в одном ходе	где    кг/м3 – плотность теплоносителя	где    кг/м3 – плотность фреона
Длинна труб одного хода  , м

 

Длинны хода в теплообменниках переохладителя и промежуточного теплообменника находятся в пределах от 2 до 6 м.

Производим компоновку  труб в сечении теплообменника. Размещение труб принимаем ромбическим. Шаг труб принимаем S=1,3·d₁=1,3·0,023=0,03 м. Минимальное расстояние от ближайших стенок труб до внутренней стенки кожуха и перегородки теплообменников для удобства монтажа принято 6 мм. Решение по размещению труб в трубной  решетки теплообменников представлено на рисунках 5.3.3 и 5.3.4. Внутренние диаметры кожухов переохладителя и промежуточного теплообменника равны соотвественно D_по=215 мм,  D_пто=204 мм

Рисунок 5.3.3 – Сечение трубной решетки  переохладителя.

Рисунок 5.3.4 – Сечение трубной решетки  промежуточного теплообменника.

 

Определение сечений входных и выходных патрубков  теплоносителя и фреона в переохладителе

Поскольку плотность теплоносителя в процессе нагрева фреона меняется незначительно сечение входного и выходного  патрубков для  высокопотенциального теплоносителя равны:

 

(5.3.1)

где  – средняя скорость теплоносителя во входящем и выходящем патрубках, принимаем  = 2,2 м/с;

 – плотность теплоносителя при t_ср2, кг/м³.

Сечения входящего  и выходящего  патрубков фреона в переохладителе определяем по формуле:

 

(5.3.2)

где  – скорость фреона в переохладителе, примем   2,1 м/с;

 – плотность фреона в переохладителе,  кг/м³.

 

Определение сечений входных и выходных патрубков  жидкого и газообразного  фреона в промежуточном теплообменнике

 

 

Определим плотность газообразного фреона в промежуточном теплообменнике  по формуле:

(5.3.3)

где – молярная масса фреона R123, получаем сложением масс атомов молекулы фреона (химическая формула CHCl₂CF₃), г/моль;

 – среднее по теплообменнику значение объема одного моля хладагента  при давлении в теплообменнике определяем из уравнения Клайперона Менделеева:

 

(5.3.4)

где  – универсальная газовая постоянная, 8,314 Дж/моль·К

 – средняя температура в теплообменнике, К.                        

 

Определим сечение входного и выходного патрубков для газообразного фреона : 

 

(5.3.5)

где  – скорость фреона в выходном патрубке, принимаем 10 м/с.

 

Определим сечение входного и выходного патрубков жидкого фреона в промежуточном теплообменнике :

 

(5.3.6)

где  – скорость фреона в выходном патрубке, принимаем 1,9 м/с;

– плотность жидкого фреона в теплообменнике, кг/м³.

 

 

Библиографический список

1. Калнинь И. М. Энергосберегающие, экологически чистые технологии теплоснабжения производственных и жилых помещений / И.М. Калнинь, Л. Я. Лазарев, А.И. Савицкий (www.ekip-tnu.ru).
2. Калнинь И. М. Энергосберегающие теплонасосные технологии / И.

М. Калнинь (www.ekip-tnu.ru).

5. Проценко В. П. Проблемы использования теплонасосных установок в системах централизованного теплоснабжения // Энергетическое строительство. – 1994. – № 2.
6. Васильев Г. П. Теплонасосные системы теплоснабжения (ТСТ) для потребителей тепловой энергии в сельской местности // Теплоэнергетика. – 1997. – № 4. – С. 24–27.
7. Михайлов-Вагнер А. Современные энергосберегающие технологии и возможность их применения в цементной промышленности России / А. Михайлов-Вагнер // Цемент и его применение. – 1997. – № 4. – С. 9–14.
8. Холодильные компрессоры: Справочник. – М.: Легк. и пищ. промышлть, 1981. – 280 с.
9. Промышленные фторорганические продукты: Справ. изд. / Б. Н.

Максимов, В. Г. Барабанов, И. Л. Серушкин и др. – Л.: Химия, 1990. – 464 с.

10. Максимов Б .Н. Озонобезопасные хладоны в России / Б .Н. Максимов // Fluorine Notes. – 2002. – V. 2(21).
11. Васильев Г. П. Использование низкопотенциальной тепловой энергии земли в теплонасосных установках / Г. П. Васильев, Н. В. Шилкин // АВОК. – 2003. – № 2. – С. 52–60.
12. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник / Под общ. ред. чл.-кор. РАН А. В. Клименко, проф. В. М. Зорина. – 3-е изд., перераб. и дополн. – М.: Изд-во МЭИ, 2004. – 632 с. (серия «Теплоэнергетика и теплотехника»; Кн. 4)
13. СНиП 2.04.01–85
14. Шилкин Н. В. Утилизация тепла канализационных стоков / Шилкин Н. В. // Сантехника. 2003. – № 1. – С. 12–13.
15. Анализ эффективности использования тепловых насосов в централизованных системах горячего водоснабжения / В. П. Фролов, С. Н. Щербаков, М. В. Фролов, А. Я. Шелгинский // Энергосбережение. – 2004. – № 2.
16. Андрющенко А. И. Сравнительная эффективность применения тепловых насосов для централизованного теплоснабжения / А. И. Андрющенко // Промышленная энергетика. – 1997. – № 6. – С. 2–4.
17. Везиришвилли О. Ш. Энергосберегающие теплонасосные системы тепло- и хладоснабжения / О. Ш. Везиришвилли, Н. В. Меладзе. – М.: МЭИ, 1994.
18. Данилов В. В. Повышение эффективности системы централизованного теплоснабжения на основе применения технологии тепловых насосов / В. В. Данилов // Энергосбережение и водоподготовка. – 2000. – № 2. – С. 5–14.
19. Пустовалов Ю. В. Экономические вопросы развития теплонасосных станций / Ю. В. Пустовалов // Теплоэнергетика. – 1986. – № 3. – С. 24–28.
20. Николаев Ю. Е. Основы повышения эффективности теплоснабжающих комплексов городов: Дис. д-ра техн. наук / Ю. Е. Николаев – Саратов: Гос. техн. ун-т, 2003.
21. Кутателадзе С. С. Справочник по теплопередаче / С. С. Кутателадзе, В. М. Боришанский. – М.: Госэнергоиздат, 1959. – 415 с.
22. Кутателадзе С. С. Теплопередача и гидродинамическое сопротивление: Справочное пособие / С. С. Кутателадзе. – М.: Энергоатомиздат, 1990. – 367 с.
23. Лебедев П. Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки: Учебник для студентов технических вузов / П. Д. Лебедев. – Изд. 2-е, перераб. – М., «Энергия», 1972. – 320 с.
24. Справочник по теплообменникам. Т. 1: Пер. с англ.; Под ред. Б. С.

Петухова, В. К. Шикова. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 560 с.

 

Скачать: kr_geotermalnaya_energetika.rar