6.Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования кс и поверочный расчет одного теплообменного аппарата

Вычисляем температуру воздуха в (точке 3) t₃:

d_п = 0,4 г/кг,

так как dn - dH то парциальное давление водяных паров в осушенном воздухе составит:

Р_нЗ = (d_H3*P₃)/(622+d_H3) = 450 Па

В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного пара это точка росы t_H = -3,8 °С.

Принимаем t_н = 13 = -4°С

Значение температур воздуха t_l и t₂ (в точках 1 и 2) определяются из мнения теплового баланса для РТО. При отсутствии отбора воздуха на осушку это уравнение имеет вид

t_KC-t₃ =11 -12.

Принимаем средний температурный напор в РТО: Δt_cp =20 °С

Рис.4 Диаграмма изменения температур теплоносителей в регенеративном теплообменнике

Можно считать, что t₂-t₃ = t_l -t_KC=Δt_cp = 20°С

Тогда учитывая, что tKC-tn = 45°С:

t_l = t_кс+Δt_ср = 65°С

t₂ = t₃+Δt_cp = 16°С

Заметим что t_l=t_KC - температура воздуха за ВОК.

Тепловая мощность регенеративного теплообменника составляет:

Q_рто = G_k*С_рв*(Т₁-Т₂) = 343,2 кВт

Требуемая поверхность теплообмена F_рто оценивается примерно:

F_рто = Q_рто/(k*Δt_cp) = 686,5 м²,

где к = 25 Вт/(м²*К)

Вычисляем количество влаги, отделяемое в теплообменниках осушки G_wot, кг/с. В концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха

d_a = 10,8 г/кг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке 1 dнl. Если она меньше при t_нl= 65°С.

d_нl = 622*(Р_н1/(Р₁-Р_н1)) = 17,42 г/кг

Так как d_нl>d_a, то выпадение влаги после ВОК не происходит Влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием d_н2 при температуре воздуха t_н2=16⁰C.

d_H2 = 622*(Рн2/(Р2-Рн2)) = 2,77 г/кг

Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 составляет:

G_{рто w от} = G_K*(d_a-d_н2) = 55,14 г/с

Количество отделяемой влаги в охладителе осушителе составит:

G_{oob w от} = G_K*(d_н2-d_н3) = 16,3 г/с

Суммарное количество атмосферной влаги , отделяемой в воздухоохладителях компрессорной уст. Составит:

G_{ку w от} = G_{рто w ot}+G_{oob w от}=71,42 г/с,

V_{ку w от} = G_{ку w от}* (3600/1000) = 257,1 м³/ч.

7.Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки

Тепловая нагрузка охладителя-осушителя (ООВ) хладопотребление:

Q'_o = G_к*C_рв*(t₂-t₃) = 140,1 кВт

Требуемая хладопроизводительность источника холода Q_o с учётом теплопритока в систему хладоснабжения через изоляцию О_из = 12% от Q_o составит:

Q_o = l,12*Q'_o = 156,9 кВт

Оцениваются температуры конденсации t_к и испарения t_o ХА в холодильном цикле. Для этого принимаем минимальные температурные напоры в аппаратах системы осушки воздуха:

Δt_к = 5°С - в конденсаторе

Δt_ooв = 7°С - температура ХН на выходе из испарителя

Δt_и =3°С - температура кипения ХА в испарителе

В соответствии с диаграммами распределения температур в теплообменниках КС оцениваются:

t_к = t_w2+Δt_к=38,2°С — температура конденсации ХА

t_s2 = t₃-Δt_ooв =-11°С — температура ХН на выходе из испарителя

t_o = t_s2-Δt_и = -14°С - температура кипения ХА в испарителе

Рис.5 Диаграмма изменения температур теплоносителей в конденсаторе ХМ

Рис.6 Диаграмма изменения температур теплоносителей в испарителе ХМ

Средний температурный напор в ООВ составит:

Δt_{ooв ср} = (Δtδ-Δt_м)/(ln*(Δtδ/Δt_м)) = 12,38 °С,

где Δtδ = t₂-t_s1 = 20°C - наибольший температурный напор на горячем конце теплообменника

Δt_м = t₃-t_s2 = 7°С - наименьший температурный напор на холодном конце теплообменника.

Рис.7 Диаграмма изменения температур теплоносителей в охладителе - осушителе воздуха

Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя будет равна:

Foob = Q'o/k*AtooB ср = 282,8 м²,

где k = 10-60 Вт/ м²*К - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа «газ-жидкость».

Выбираем холодильную машину из серийно выпускаемых работающую на хладоне R22.

Это будет машина МКТ220-2-2 с водяным охлаждением конденсаторов Диапазон рабочих параметров:

t_o = -34+-9

t_wl = от 1 до 30 °С

Расчётные (стандартные) условия работы:

Q_{ст о} = 194 кВт

t_s2 = -10°С

t_o= 15°С

N_э = 81 кВт

Табл.1 термодинамические параметры R 22 для стандартных и рабочих

Условия работы	To,^oC	Po,МПа	Рк,МПа	go,кДж/кг	S,кДж/кг*К
Стандартные	15	0,2965	1,3541	215,9	0,07734
Рабочие	5	0,422	1,3541	208,4	0,05515

Степень повышения давления в компрессоре в рабочих условиях ниже, чем в стандартных:

ε_{к ст} = Р_{к ст}/Р_{о ст} = 4,57

ε_{к раб} = Р_{к ст}/Р_{о раб} = 3,21

Следовательно, коэфф. подачи холодильного компрессора в рабочих условиях будет выше, чем в расчётных тоесть λ>λ_ст

Для упрощения принимаем λ≈λ_ст

Реальная хладопроизводительность МКТ220-2-2 в рабочих условиях составит:

Q_{o раб} = ост*(g_o* ост*λ)/(g_{o ct}*V_o* λ _ct)= 263 кВт,

Что меньше требуемой (без учёта роста коэффицента λ) на:

Δ'=(Q_{o paб}-Q_o)/Q_o = 0,67%

Таким образом, МКТ220-2-2 удовлетворяет требованиям и может быть использован в системе.

7.1 Расчёт цикла холодильной машины

Таб.2 Термодинамические параметры ХА в цикле

№ точек	tо,^oC	Po,МПа	I,кДж/кг	S,кДж/кг*К
1	10	0,422	713,4	1,795
2ад	68	1,3541	745,8	1,795
2	80	1,3541	753,9	-
3	35	1,3541	542,8	-
4	27	1,3541	532	-
5	-8	0,422	532	-
6	-8	0,422	702,6	-

Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания:

Δt = 288°С

Энтальпия в точке 4 i4 определяется из соотношения:

i4 = i3+i6-il = 532 кДж/кг

Энтальпия в точке 2 i2 находим из выражения для адиабатного КПД компрессора, где принято η_ад = 0,8:

i2 = П+((i2_ад-il)/η_ад) = 753,9 кДж/кг

Удельная тепловая нагрузка испарителя:

q_o = i₆-i₅ = 170,6 кДж/кг

Удельная внутренняя работа компрессора:

Lk = i₂-i_l =40,5 кДж/кг

Массовый расход ХА, циркулирующего в контуре холодильной машины:

G_xa = Q_o/q_o = 0,92 кг/с

Тепловая нагрузка конденсатора ХМ:

Q_k = G_xa*(i₂-i₃) = 194,2 кВт

Мощность, потребляемая компрессором:

N_{xm к} = G_xa*l_к = 37,3 кВт

Проверка теплового баланса в цикле ХМ:

Q'_k = Q_o+N_{xm к} = 194,2 кВт

Погрешности баланса составляют при этом:

δ^‒ = (Q_k-Q'_k)/Q_k*100 = 0,00%

Электрическая мощность холодильной машины при принятом значении КПД η_эм = 0,92:

N_{xm э} = N_{xm к}/η_эм = 40,5 кВт

Холодильный коэффициент ХМ:

Е_о = Q_o/N_{xm э} = 3,88

Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:

η_ex = (Q_o*(τq)н)/N_{xm э} = 0,439 = 43,96%

(τq)н=|l-T_wl/T_o|=0,l 134 - коэфф. работоспособности теплового потока при t кипения хладагента.