Сравнительный анализ парокомпрессионной холодильной установки и абсорбционной холодильной установки.

Министерство образования и науки Российской федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

                           

Кафедра «Промышленная теплоэнергетика»

Курсовой проект на тему:

«Сравнительный анализ парокомпрессионной холодильной установки и абсорбционной холодильной установки».

Выполнил: студент 4-ТЭФ-3

Помогайбина П.К.

Проверил: к. т. н., доцент

Пащенко Д. И.

Самара, 2015 г.

Содержание.

Введение. 3

1.  ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПАРОВОЙ КОМПРЕССИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ. 5

2.  ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ АБСОРБЦОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ. 9

3.  СРАВНИТЕЛЬНЫЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ЗАТРАТЫ ПАРОВОЙ И АБСОРБЦИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК. 13

Вывод. 15

Список литературы. 16

Введение.

Холодильная установка - это комплекс, включающий в себя генератор холода, охлаждающую систему и вспомогательные устройства, предназначенный для получения и использования искусственного холода в технологических процессах.

Холодильная установка может состоять из одной или нескольких холодильных машин, укомплектованных вспомогательным оборудованием: системой энерго- и водоснабжения, контрольно-измерительными приборами, приборами регулирования и управления, а также системой теплообмена с охлаждаемым объектом.

Второй закон термодинамики гласит, что без внешнего воздействия невозможно переводить тепло от тел, менее нагретых, к телам, более нагретым. Передача тепла от тел с низкой температурой к телам с более высокой температурой осуществляется в холодильных машинах с обязательной затратой механической работы или тепла. Совокупность процессов, которые при этом осуществляет хладагент, называется обратным термодинамическим (холодильным) циклом.

Принципиальная схема действия холодильной машины.

Основная цель холодильной машины — поглощение тепла при низкой температуре. Если тепло переносится от источника с низкой температурой к источнику, температура которого выше, чем окружающей среды, машина работает по теплофикационному циклу и служит как для охлаждения, так и для теплоснабжения, т. е. одновременно вырабатывает холод и тепло.

Из термодинамики известно, что наивысший холодильный коэффициент машины, работающей как тепловой насос, достигается при условии термодинамической обратимости цикла.

Циклы, в которых тепло превращается в работу, называются прямыми. Прямые циклы совершают все тепловые машины (паровые, двигатели внутреннего сгорания и др.). Обратными называют циклы, на осуществление которых расходуется механическая энергия.

Работа идеальной паровой компрессионной холодильной машины теоретически осуществляется по обратному циклу Карно. Для этого температура охлаждаемого тела и охлаждающей среды должна быть постоянной. Также должен быть идеальным и теплообмен между рабочим телом и окружающей средой.

Теоретические циклы холодильных машин рассчитывают исходя из предположений, что процессы кипения и конденсации протекают при неизменных давлениях, сжатие паров хладагента в компрессоре адиабатическое и т.д. Действительный цикл ПКХМ отличается от теоретического по следующим параметрам:

• падение давления в конденсаторе и испарителе вследствие трения хладагента о стенки труб;
• переохлаждение жидкого хладагента в конденсаторе для обеспечения 100% содержания жидкости перед регулирующим вентилем;
• перегрев паров в испарителе для предотвращения уноса частиц жидкости в компрессор.

Действительный цикл отличается от теоретического еще тем, что сжатие паров хладагента в компрессоре не происходит при постоянной энтропии, имеются потери на трение и другие потери.

1.     ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПАРОВОЙ КОМПРЕССИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ.

Задание: рассчитать паровую компрессионную холодильную установку.

Исходные данные:

1.	Холодопроизводительность Q, кВт	1400
2.	Холодильный агент	Аммиак
3.	Теплофизические характеристики аммиака	по Т-S диаграмме
4.	Температура аммиака в характерных точках, oC -       в конденсаторе……………………………... -       в испарителе……………………………….. -       после переохладителя……………………...	+22 -10 +10
5.	КПД компрессора η	0,71

Порядок нанесения характерных точек цикла на T-S диаграмму.

Нам известны три температуры цикла:

-                  температура конденсации +22^оС

-                  температура после переохладителя +10^оС

-                  температура в холодильной камере  –10^оС

Отложим на оси ординат значения отмеченных температур и проведем соответствующие изотермы. Эти изотермы пересекут характерные линии Т-S диаграммы в следующих точках:

-                  изотерма +22^оС – в точках 5 и 4;

-                  изотерма +10^оС – в точке 6;

-                  изотерма –10^оС – в точке 2.

Изотермы на участках D-E и A-B совпадают с соответствующими изобарами DEF и ABC. Проложим изобары соответственно из точек E и B и определим их значение по Т-S диаграмме.

Процесс дросселирования (отрезок 6-1) происходит при постоянной энтальпии. Через точку 6 проводим линию I=const. Пересечение линии I=const и изотермы A-B дает точку 1. Пересечение адиабаты, проведенной через точку 2, и изобарой DEF дает точку 3′.

Процесс 2-3′ соответствует адиабатному сжатию холодильного агента в компрессоре, т. е. теоретическому сжатию без дополнительных затрат работы компрессора на трение. В этом процессе КПД компрессора равен 100%.

Рисунок 1. Принципиальная схема цикла паровой компрессионной установки.

Процесс 2-3 соответствует действительному сжатию холодильного агента в компрессоре. При этом затрачивается дополнительная работа компрессора на преодоление сил трения. В этом процессе КПД компрессора соответствует действительному КПД. Тогда отношение работ в соответствующих процессах будет определять КПД компрессора. Работы, совершенные в соответствующих процессах сжатия, пропорциональны изменению энтальпии  холодильного агента в процессах. Тогда:

Энтальпии точек  2 и 3′ определяются по T-S диаграмме. Значение КПД дано в задании. Тогда, величина энтальпии I₃ может быть определена из выражения КПД:

Пересечение линии энтальпии I₃ с изобарой DEF определяет положение точки 3.

Таблица 1. Параметры характерных точек цикла из T-S диаграммы.

№ точки	Температура,	Давление, МПа	Энтальпия, ккал/кг	Энтальпия, кДж/кг
1	-10	0,29	112	469
2	-10	0,29	399	1672
3	+94	0,9	453	1899
4	+22	0,9	408	1710
5	+22	0,9	126	529
6	+10	0,61	112	469
3′	+68	1,1	438	1833

Расчет.

1.                     Степень сжатия компрессора:

 ;

2.                     Изменение энтальпии холодильного агента в холодильной камере, кДж/кг:

 ;

3.                     Секундный массовый расход холодильного агента, кг/с:

 ;

4.                     Часовой расход холодильного агента, кг/ч:

 ;

5.                     Мощность компрессора, кВт:

;

6.                     Тепловая мощность конденсатора, кВт:

7.                     Тепловая мощность переохладителя, кВт:

 ;

8.                     Теоретический холодильный коэффициент (холодильный коэффициент - количество полученного холода на единицу совершенной работы):

 ;

9.                     Действительный холодильный коэффициент:

2.     ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ АБСОРБЦОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ.

Задание: рассчитать абсорбционную холодильную установку.

Исходные данные:

1.	Холодопроизводительность Q, кВт	1400
2.	Давление в конденсаторе Pк, кг/см2	8,4
3.	Давление в холодильной камере Рх, кг/см2	2,8
4.	Температура охлаждающей воды, oC -       на входе ……………………………….. -       на выходе ……………………………...	10 21
5.	Температура греющего пара tп, оС	185
6.	Расход аммиака ga, кг/c	1,1599

Расчет.

Расчетная тепловая схема абсорбционной холодильной установки представлена на Рис.2

Температура охлаждающей воды абсорбера 10-21^оС. Тогда температуру водоаммиачного раствора в абсорбере можно принять 25^оС. Температура конденсации греющего пара в десорбере - 185^оС. Тогда температуру водоаммиачного раствора в десорбере можно принять 155^оС.

По диаграмме растворимости аммиака в воде определим массовую долю аммиака в насыщенном водоаммиачном растворе при соответствующих давлениях и температурах:

Дальнейшие расчеты проведем на 1 кг газообразного аммиака, выделяемого в десорбере.

Составим материальный баланс на 1 кг аммиака десорбера.

На 1 кг получаемого в десорбере аммиака подводится m₂ и отводится m₁ килограммов водоаммиачного холодильного агента с массовым содержанием аммиака соответственно ɛ_д=0,02 и ɛ_а=0,5. За счет изменения масс растворов и аммиака в десорбере выделится 1 кг паров аммиака. Для определения значений m₁ и m₂ составим систему двух уравнений:

Подставляя соответствующие значения ɛ, получим решение системы:

Определим температуры растворов на входе и на выходе теплообменника холодильной установки (Рис.3).

Составим тепловой баланс теплообменника на 1 кг получаемого аммиака:

Здесь: ,  и ,  – энтальпия истощенного и свежего растворов соответственно до и после теплообменника; η=0,97 – коэффициент сохранения тепла теплообменника. Энтальпия растворов определяется по температуре, давлению и концентрации аммиачного раствора по прилагаемой номограмме растворимости аммиака.

Для решения задач необходимо задаться температурой истощенного раствора m₁ на выходе из теплообменника. Перепад температур между греющим и нагреваемым теплоносителями в теплообменнике должен быть не менее 10–15^оС. Принимаем, что температура греющего раствора  на выходе теплообменника на 15 ^оС больше  Тогда:

Найдем по номограмме растворимости аммиака по соответствующим температурам и концентрациям энтальпии растворов на входе и выходе теплообменника:

=10ккал/кг;

 =145ккал/кг;

 =30ккал/кг.

Из теплового баланса теплообменника определяем:

Зная энтальпии теплоносителей, подходящих десорберу и отходящих от него, можно составить тепловой баланс десорбера (Рис. 3.) на 1 кг получаемого аммиака и определить необходимый расход греющего пара на десорбер:

Здесь:  - расход греющего пара и его скрытая теплота парообразования, r_п = 49,7;  - энтальпия аммиака, покидающего десорбер,  ккал/кг.

Подставляя, получим m_п = 0,853кг/кг. Тогда общий часовой расход греющего пара на десорбер составит, кг/час:

Определим расход охлаждающей воды на абсорбер (Рис.4.). Для этого составим тепловой баланс абсорбера на 1 кг получаемого в десорбере аммиака:

m_охл – расход охлаждающей воды; С_в=4,187кДж/(кг∙^оС) – теплоемкость воды; =399 ккал/кг - энтальпия растворяемого аммиака.

Подставив значения величин, получим m_охл= 8,89 кг/кг.

Часовой расход охлаждающей воды абсорбера составит, кг/час:

Массовый расход водоаммиачного раствора, перекачиваемого насосом, определяется, кг/час:

Определим ориентировочно мощность двигателя насоса для перекачивания аммиака, кВт:

Здесь: =900 – плотность раствора аммиака, кг/м³; =0,8 – КПД двигателя насоса.

3.           СРАВНИТЕЛЬНЫЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ЗАТРАТЫ ПАРОВОЙ И АБСОРБЦИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК.

Основные эксплуатационные затраты паровой компрессионной холодильной установки связаны с электропитанием двигателя компрессора, руб/час:

Здесь: N_к =303 кВт – мощность двигателя компрессора;

Ц_эл = 3,8 руб/(кВт∙ч) – стоимость 1 кВт∙ч. Тогда

Основные эксплуатационные затраты абсорбционной холодильной установки связаны с паровым отоплением десорбера, электропитанием двигателя насоса, а также с перемещением охлаждающей воды абсорбера, руб/ч:

Здесь: Q_П – расход теплоты на обогрев десорбера, Гкал/ч, ∆Q_Г – тепло, отводимое в дефлегматоре в окружающую среды, Гкал/ч; Ц_ГК – стоимость 1 Гкал тепла, Ц_ГК = 708 руб/Гкал; N_H – мощность насоса для перекачивания водоаммиачного раствора, N_H =; G_охд – расход охлаждающей воды абсорбера, кг/час, G_охд = ; ρ_в – плотность охлаждающей воды, кг/м³, ρ_в = 1000; ∆Р_НО – ориентировочный напор насоса охлаждающей воды, ∆Р_НО =3 кПа. Тогда, Гкал/час:

Здесь: G_П и I_П – расход и энтальпия пара, поступающего в десорбер, G_П =  кг/час, I_П = 662ккал/кг; g_а­ – секундный расход холодильного агента, g_а­ = 1,1599 кг/с; R_ОПТ – оптимальное флегмовое число, R_ОПТ = 0,3;  

r_П – скрытая теплота парообразования аммиака при давлении 9 кг/см², r_П=485,52 ккал/кг. Тогда, Гкал/час:

Часовые эксплуатационные затраты абсорбционной холодильной установки могут быть определены, руб/час:

1. 

2. 

3. 

Вывод.

Основные эксплуатационные затраты абсорбционной холодильной установки в 2 раза больше затрат паровой компрессионной холодильной машины при одной и той же хладопроизводительности. Основные затраты связаны с паровым отоплением десорбера. Экономическая целесообразность применения абсорбционной холодильной установки имеет место при отоплении десорбера за счет избыточного тепла предприятия, сбрасываемого в окружающую среду.

Список литературы.

1.      Круглов Г.А., Булгакова Р.И., Круглова Е.С. Теплотехника. - СПб.: Лань. 2010.

2.     Холодильные машины: Учебник для студентов втузов специальности «Техника и физика низких температур»/А. В. Бараненко, Н. Н. Бухарин, В. И. Пекарев, Л. С. Тимофеевский: Под общ. ред. Л. С. Тимофеевского.- СПб.: Политехника, 2007 г.- 992с.

3.     Вайнштейн, В. Д., Канторович, В. И.: Низкотемпературные холодильные установки, «Пищевая промышленность», М., 2007, 352 с.

4.     Холодильные установки, Под ред. Чумака И. Г., Агропромиздат, Москва, 1991.