- •Введение
- •Задание
- •Исходные данные:
- •Расчет значений основных параметров состояния в характерных точках цикла
- •Технические показатели холодильной машины
- •Метод коэффициентов полезного действия для обратного цикла
- •Эксергетический метод для обратного цикла
- •Заключение
- •Список использованной литературы
- •Оглавление
- •Курсовой проект
- •«Холодильный цикл»
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
Δqпп = q2(1 – ηпп)=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 = (Δqпп/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 = (Δlкм/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 |
|
1 |
263 |
0,29 |
0,00153 |
352,8 |
3,82 |
1 |
2 |
409,6 |
1,775 |
0,113 |
1952,04 |
8,84 |
|
6 |
272,71 |
0,29 |
0,445 |
1671,4 |
8,84 |
|
2д |
429,7 |
1,775 |
0,1203 |
2001,2 |
8,96 |
|
3 |
318 |
1,775 |
0,0731 |
1690 |
8,102 |
1 |
4 |
318 |
1,775 |
0,00175 |
613,4 |
4,718 |
0 |
5 |
263 |
0,29 |
0,086 |
613,4 |
4,81 |
0,2 |
Холодильный коэффициент теоретического цикла εt=3,36 |
||||||
Холодильный коэффициент действительного цикла ε=2,7 |
||||||
Холодильный коэффициент цикла Карно εк=24,25 |
||||||
Коэффициент полезного действия холодильной машины ὴεд(ὴεт)=0,11(0,14) |
||||||
Холодопроизводительность Q2 = q2Gха Q2=1036,8 |
||||||
Мощность теоретического и действительного цикла Nтеор(Nе)=280,64(343.5) |