. Находим расходы воды через конденсатор по (7), и через испаритель по (8), остающиеся неизменными во всех режимах работы установки.

, (7)

, (8)

где f_uw - площадь живого сечения труб одного хода воды в испарителе, w_u - скорость воды в трубках испарителя, r_w - плотность воды, с_{w -} теплоемкость воды при начальной температуре греющего теплоносителя = 4,19 кДж/ (кг·ºС)

кг/с

Т.к. по заданию =, следовательно,  = 9,55 кг/с

. Определяется число единиц теплопереноса в конденсаторе N_k по формуле (9):

 (9)

где K_{k -} коэффициенты теплопередачи в испарителе и конденсаторе теплонасосной установки, 600 Вт,

F_k - его теплообменная поверхность, 122 м²

= 1,83

. Определяем температуру воды на выходе из конденсатора при предельно допустимой температуре конденсации t_k по (11). Как только при расчете очередного интервала температур наружного воздуха окажется, что температура t_wk выше требуемой температуры t₁ по графику регулирования, то целесообразно снизить температуру конденсации до уровня, обеспечивающего эту температуру. В этом случае в формуле (11) принимается t_wk = t₁, искомой является величина t_k.

 (10)

где Е_к - коэффициент эффективности нагрева воды в конденсаторе,

t_к - температура конденсации хладогента, 60 ºС

Е_к =1 - е^-1,83 = 0,84

t_wk = E_k · (t_k - τ₂) + τ₂ (11)

t_{wk (-30)} = 0,84 · (60 - 76,96) + 76,96 = 62,71 ºС

t_{wk (-25)} = 0,84 · (60 - 72,61) + 72,61 = 62,02 ºС

t_{wk (-20)} = 0,84 · (60 - 68,12) + 68,12 = 61,3 ºС

t_{wk (-15)} = 0,84 · (60 - 63,47) + 63,47= 60,56 ºС

t_{wk (-10)} = 0,84 · (60 - 58,65) + 58,65 = 59,78 ºС

t_{wk (-5)} = 0,84 · (60 - 54,03) + 54,03 = 59,04 ºС

t_{wk (0)} = 0,84 · (60 - 48,74) + 48,74 = 58,2 ºС

t_{wk (+8)} = 0,84 · (60 - 39,6) + 39,6 = 56,74 ºС

При расчете интервала температур наружного воздуха 0…+8 ºС температура t_wk выше требуемой температуры t₁ по графику регулирования, поэтому целесообразно снизить температуру конденсации до уровня, обеспечивающего эту температуру. В этом случае в формуле (11) принимается t_wk = t₁, искомой является величина t_k (12)

t_k = τ₂ +  (12)

t_k = 39,6 +  = 48,23 ºС

. Рассчитываем теплопроизводительность установки по формуле (13)

 (13)

 кВт = 0,2 МВт,

количество тепла, выработанное теплонасосной установкой (14)

 (14)

где где n_i - продолжительность соответствующего интервала, ч

МВт·ч

и количество тепла, полученное из теплосети за рассчитываемый период (15)

 (15)

МВт·ч

. Принимая температуру перегрева хладагента на выходе из компрессора (точка 2 термодинамического цикла на рис.2) на 20 градусов выше температуры конденсации, по диаграмме состояния или по таблицам находится удельная теплопроизводительность хладагента q_k.

При t_к = 60 ºС q_k = 592 - 450 = 142 кДж/кг

При t_к = 48,23 ºС q_k = 588 - 438 = 150 кДж/кг

. По (16) определяется расход хладагента G_a в данном цикле.

 (16)

= 1,41 кг/с

. Решением уравнения (17) находится температура испарения хладагента t_u. Целесообразно использовать графо - аналитический способ, а именно: принимая температуру испарения ниже температуры t_вэр1 (на 2-3 градуса и более), а также величину перегрева на всасывании в компрессор 15°С, по диаграмме состояния хладагента находится удельная холодопроизводительность q_u, а затем проверяется тождественность уравнения (17). При "небалансе" не более 3-5% точность найденной величины t_u может считаться приемлемой.

 (17)

 (18)

, (19)

где K_u - коэффициенты теплопередачи в испарителе и конденсаторе теплонасосной установки, 500 Вт

F_u - его теплообменная поверхность,

G_wu - расход воды через испаритель

= 2, 19

Е_и = 1 - е ^2,19 = 0,89

Тогда по уравнению (18), получается:

Для интервала (-10…-5 ºС) принимаем температуру испарения +13 ºС

q_и = 557 - 450 = 107 кДж/кг

,41 · 107  9,55 · 4,19 · (16 - 13) · 0,89

,87  106,98

Н =  · 100 % = 1,32 %

. По температурным границам рассчитываемого цикла t_k и t_u, принятой величине перегрева на всасывании уточняем действительный расход хладагента (20), кг / с

 (20)

= 1,41 кг/с

находим коэффициент подачи l (21)

 (21)

 (22)

где π - степень повышения давления,

Р_К, Р_О - давление конденсации и кипения хладагента

,

Удельная адиабатная работа компрессора

l_ад = h₂ - h₁ = 592-568 = 24 кДж/кг (23)

Адиабатная мощность компрессора

N_ад = G_д ·l_ад = 1,41· 24 = 33,84 кВт = 0,033 МВт (24)

Индикаторная мощность компрессора

N_i =  (25)

где η_i - индикаторный КПД, равный для обычных величин π 0,73

N_i = =0,05 МВт

Действительный объем, описываемый поршнями компрессора:

V_д = G_д · υ₁, м³/с (26)

где υ_{1 -} объемная масса хладагента при всасывании в компрессор =0,036 м³/кг

V_д = 1,41· 0,036 = 0,05 м³/с

Теоретический объем, описываемый поршнями компрессора

V_т =  =  = 0,06 м³/с (27)

Расход мощности на трение

N_тр = Р_тр · V_т (28)

где Р_тр = 40 · 10³ Па - давление трения

N_тр = 40 · 10³ · 0,06 = 0,0024 МВт

определяем эффективную мощность компрессора N_e (23)

 кВт; (29)

где N_i - индикаторная мощность, МВт (25),

 - расход мощности на трение, МВт (28)

МВт

Механический КПД компрессора

 = 0,05/0,0524 = 0,95 (30)

Эффективный КПД компрессора

η_е = η_i · η_мех = 0,73 · 0,95 = 0,7 (31)

. Рассчитываем коэффициент преобразования теплового насоса m

=  = 3,82 (32)

. Для каждого последующего интервала температур наружного воздуха повторяются пункты 5-11 (табл.3)

. Определяется годовой расход электроэнергии компрессором теплового насоса

, (33)

где N_ei - эффективная мощность компрессора в текущем интервале температур наружного воздуха n_i,

i - количество рассчитываемых интервалов работы теплонасосной установки.

0,0524 · 637 + 0,048 · 1222 + 0,022 · 2906 = 155,97 МВт·ч

. Определяется расход электроэнергии на привод насосов за отопительный период А по (34).

 (34)

где  - продолжительность работы теплонасосной установки в отопительном периоде.

= 31,92 МВт·ч

. Находится суммарное количество теплоты, выработанное теплонасосной установкой за отопительный период по (35)

= 127,4+ 178,9 + 116,3 = 422,6 МВт·ч (35)

Таблица 3. Результаты расчётов ТНУ в режиме системы теплоснабжения.

Режим холодоснабжения системы кондиционирования воздуха

1. Принимаются параметры приточного воздуха:

·   температура t_п=20^о С;

·   энтальпия h_п=43,1 кДж/кг;

·   относительная влажность 60%.

2. По справочным данным определяется продолжительность каждого интервала стояния энтальпии наружного воздуха h_н, превышающей величину h_в (табл.4.)

Таблица 4. Продолжительность каждого интервала стояния энтальпии наружного воздуха, превышающей величина h_в

. Принимается температура охлажденной в испарителе воды, обеспечивающей требуемый луч процесса в кондиционируемом помещении, t_x1=12^о C, соответственно температура кипения хладагента t₀=t_x1-3=12-3=9^оC. Данная температура остается неизменной для всех расчетных режимов.

. По h-d диаграмме определяем температуру мокрого термометра для каждого расчетного состояния наружного воздуха t_м =16 ºС, температуру охлажденной в вентиляторной градирне воды принимается равной

t_w1=t_м+4ºС = 16 + 4 = 20 ºС, (36)

а температура конденсации t_к=t_w1+ (4-6) ⁰C = 20 + 5 = 25 ºС (37)

. Принимаем максимальную величину холодопроизводительности машины Q_0max=0,5 МВт, соответствующая максимальной энтальпии наружного воздуха h_нмакс = 71,7кДж/кг

Для других режимов холодопроизводительность рассчитывается пропорционально отношению энтальпий

(h_н - h¹¹_x1) / (h_нмакс-h¹¹_x1), (38)

где h¹¹_x1 - энтальпия насыщенного воздуха при температуре t_x1.

. Рассчитываем характеристики режима работы ХМ для каждого интервала энтальпий h_н: Q₀, Q_к, t_k, λ, η_i,η_e,G_a, V_т, N_a,N_e,ε, и оформляем в табличном виде (табл.5)

. Рассчитываем расход электроэнергии на привод компрессора ХМ и насосов за летний период работы (33)

0,016·296 + 0,022·261 + 0,029·215 + 0,036·171 + 0,044·129 +

+0,053·77 + 0,063·45 + 0,073·10 + 0,085·3 = 36,37 МВт·ч

Расход электроэнергии на привод насосов по (34).

= 2,88 МВт·ч

Список использованной литературы

1. Внутренние санитерно-технические устройства. В 3 ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн.1/ В.Н. Богословский, А.И. Пирумов, В.Н. Посохин и др.; Под ред.Н. Н. Павлова и Ю.И. Шиллера. - 4-е изд., перераб. И дом. - М.: Стройиздат, 1992. - 319 с

. Кондиционирование воздуха и холодоснабжение: Учебник для вузов/ В.Н. Богословский, О.Я. Кокорин, Л.В. Петров. Под ред.В.Н. Богословского. - М.: Стройиздат, 1985. - 367 с

3. СНиП 2.01.01-82 "Строительная климатология и геофизика" <http://base1.gostedu.ru/1/1895/>

. СНиП 23-02-2003 "Тепловая защита зданий" <http://www.rosteplo.ru/Npb_files/npb_shablon.php?id=306>

. Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети: Учебник для вузов. - 5-е изд., перераб. - М.: Энергоиздат, 1982.360 с