Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
8. ВОЛОГІ ГАЗИ І ПОВІТРЯ
У природі не існує абсолютно сухих газів. Такі широко використовувані у техніці гази, як атмосферне повітря, природний газ, продукти згорання палива, завжди містять водяну пару.
Навіть незначна кількість водяної пари за певних умов може мати значний вплив на термодинамічні властивості газу. Якщо ж частина водяної пари значна або водяна пара зазнає зміни фазового стану, то парогазова суміш набуває особливих характеристик, що суттєво відрізняються від характеристик сухих газів.
Суміш сухого газу (повітря) і водяної пари називають вологим газом (повітрям). Вологий газ будемо розглядати як газову суміш ідеальних газів, для якої справедливий закон Клапейрона. Тоді тиск вологого газу Р можна записати як суму парціальних тисків сухого газу Рг та водяної пари Рп
P= Рг + Рп, Па. (97)
Стан водяної пари у вологому газі визначається її парціальним тиском Рп і температурою Тг = Тп.
Максимально можливий парціальний тиск водяної пари (ВП) при заданій температурі називається тиском насичення Рн. Якщо водяна пара у суміші з газом (повітрям) досягає значень Рн і більше, то такий газ (повітря) називають насиченим, а водяна пара в ньому починає конденсуватись. Тиск насиченого газу Р′ визначається за формулою (97) за умови, що Рп = Рн : P′= Рг + Рн. Газ, у якому Рп < Рн , називається ненасиченим, а водяна пара знаходиться у ньому в перегрітому стані.
Якщо насичений газ (повітря) охолоджувати при Р=const, то при деякій температурі досягається стан, при якому Рп =Рн і розпочинається процес конденсації ВП. Така температура називається температурою точки роси tр.
Таким чином, максимальний вміст водяної пари у вологому газі обмежений парціальним тиском ВП у стані насичення. Зі збільшенням температури тиск насичення Рн підвищується. За величиною tр згідно з таблицями водяної пари можна визначити як величину Рн, так і максимально можливу кількість водяної пари, що міститься у вологому газі (повітрі) [3].
Величина точки роси tр може визначатися експериментально за візуальним виявленням процесу конденсації водяної пари у газі на дзеркальній пластині, електролітичним або абсорбційним методом (ГОСТ 20060-83). Величину tр установлюють також за параметрами вологого газу за допомогою діаграм стану газу.
При цьому необхідно врахувати, що домішки деяких газів мають суттєвий вплив на температуру точки роси. Так, точка роси продуктів згорання газового або рідкого палива при тиску Р=1 ата становить tр= +56 0С. Але за наявності у продуктах згорання SO3 i SO2, що утворюються при згоранні сірки у складі палива, точка роси збільшується. Наприклад, при концентрації SO2 1,3% об. tр= +1170С, а при концентрації SO2 3,2% об. продукти згорання починають конденсуватись уже при температурі tр= +1520С.
Уміст водяної пари у газі характеризується наступними параметрами:
– абсолютна вологість a,(кг/м3) – маса водяної пари, що міститься у м3 вологого газу (повітря), чисельно рівна густині водяної пари при заданій температурі
п, кг/м3, (98)
де mп − маса водяної пари, кг,(г); Vг − об’єм вологого газу, рівний об’єму водяної пари, Vг=Vп , м3; ρп − густина водяної пари.
Для стану насичення при будь-якій температурі рівняння (98) запишемо у вигляді
, кг/м3 , (99)
де aн – абсолютна вологість у стані насичення, кг/м3; mн – маса водяної пари у газі в стані насичення, кг; ρн – густина водяної пари у стані насичення (при Р=101 кПа і температурі t=1000С, aн= ρн =0,598 кг/м3=598 г/м3);
– відносна вологість φ, част.од. (%) – відношення абсолютної вологості в ненасиченому заданому стані до абсолютної вологості у стані насичення
, част.од. (100)
Параметри газу в ненасиченому стані можна визначити за параметрами насичення відповідно до залежностей
a =aн·φ, кг/м3; р = рн·φ, Па; (101)
– вологовміст d, г/кг – відношення маси водяної пари до маси сухого газу в їх суміші
, г/кг,
після скорочення одержуємо
, г/кг. (102)
Із (102) можна зробити висновок, що зі збільшенням молекулярної маси газу його вологовміст зменшується.
Для визначення абсолютної вологості газу вираз (102) необхідно помножити на густину сухого газу ρг = μг / 22,4
, г/м3. (103)
Абсолютна вологість будь-якого газу при однакових температурах, відносній вологості і тиску матиме однакову величину. При збільшенні тиску
вологого газу величина абсолютної вологості й умісту водяної пари у газі буде зменшуватись. Тому при збільшенні тиску може відбуватись конденсація водяної пари у газі та його осушування. Так, якщо при температурі 200С абсолютна вологість газу в насиченому стані при φ=100% і тиску 101кПа(1ат) aн=17,3 г/м3, то при збільшенні тиску до 1013 кПа (10ат) максимально можлива кількість водяної пари, що може утримуватись у газі у насиченому стані, складає тільки aн=1,9 г/м3, а при тиску 3090 кПа(30ат) - aн= 0,7 г/м3.
За наявності в газі SO3 i SO2 ця величина буде значно меншою. Залежності (102) і (103) можуть бути записаними для стану насичення у вигляді
, кг/кг; (104)
, кг/м3 . (105)
У довідковій літературі наведені значення Рн залежно від температури газу. Для вказаних параметрів насиченого стану газу його температура відповідає значенню температури точки роси tр. У таблиці 11 наведені деякі з указаних параметрів.
Таблиця 11
Абсолютна вологість повітря (газу) aн
залежно від температури [3]
|
№ |
Точка роси вологи t, 0С |
Рн, Па |
Кількість водяної пари у газі у стані насичення, г/м3, при величині тиску, ата |
||||
|
1 |
2 |
5 |
10 |
20 |
|||
|
1 |
-8 |
326,5 |
2,61 |
1,30 |
0,52 |
0,26 |
0,13 |
|
2 |
-5 |
420,3 |
3,36 |
1,67 |
0,67 |
0,33 |
0,17 |
|
3 |
0 |
609,1 |
4,87 |
2,43 |
0,97 |
0,48 |
0,24 |
|
4 |
2 |
705,2 |
5,65 |
2,81 |
1,12 |
0,56 |
0,28 |
|
5 |
5 |
869,0 |
6,97 |
3,47 |
1,38 |
0,69 |
0,35 |
|
6 |
8 |
1066,3 |
8,57 |
4,26 |
1,70 |
0,85 |
0,42 |
|
7 |
90 |
4232 |
31,82 |
18,7 |
7,0 |
3,3 |
1,8 |
Осушування газу можна здійснювати такими методами:
– розширенням газу при його дроселюванні. Внаслідок зниження температури газу при дроселюванні зменшується вміст водяної пари в насиченому стані, во-
дяна пара конденсується і видаляється із сепаратора після дроселя. Наприклад, згідно з діаграмами стану СН4 при зменшенні тиску СН4 від 200 до 100 ат його температура знижується від +270С до –90С, а вміст водяної пари з 32 г/м3 до 9 г/м3.Указане зменшення температури може привести до утворення в тру- бопроводах кристалогідратних пробок – кристалічних утворень, що приводять до закупорювання трубопроводів, по яких транспортуються вуглеводневі гази. У зв’язку з цим при використанні дросельного ефекту для осушування газу необхідно вводити антигідратні розчини метанолу або диетиленгліколю;
– адіабатним розширенням газу в турбодетандерах чи в розширювальних циліндрах компресорів. Охолодження газу при цьому достатньо ефективне і визначається залежністю (4 табл. 5). Охолодження газу приводить до конденсації водяної пари у ньому і відповідно до осушення;
– продуванням газу через твердий убирач вологи – силікагель, боксит алюмінію Al2O3 (адсорбція водяної пари);
– контактом газу з рідким убирачем вологи – хлористим кальцієм, літієм, диетиленгліколем із наступною їх регенерацією (абсорбція водяної пари);
– контактом газу (повітря) з холодоагентом – холодною водою, фреоном, аміаком чи іншим холодоагентом. Відведення від газу до холодоагента явної теплоти приводить до зменшення температури газу, зниження параметрів насичення Рн, aн і конденсації вологи.
При нагріванні газу без здійснення процесів вологообміну (сухому нагріванні) вміст вологи у газі не змінюється. У такому процесі буде лише зменшуватися відносна вологість φ і при подальшому охолодженні газу стан насичення буде відновлюватись.
Ентальпія вологого газу (повітря) масою (1+d) кг складається з ентальпії сухого газу (повітря) іг та ентальпії водяної пари іп
i = іг + іп dп, кДж/кг. (106)
При розв´язанні практичних задач ентальпію вологого повітря обчислюють за приблизним виразом
i = 0,24t + 0,6d, кДж/кг.
Аналогічно визначається масова теплоємність вологого газу
С = Сг + Спd, кДж/кг гр. (107)
Значення ентальпій та інших параметрів вологого повітря можна установити з діаграми стану і-d. Вона побудована для 1 кг повітря при Р = const = 745 мм.рт.ст. По осі абсцис відкладають вологовміст d, а по осі ординат – ентальпію, і в кДж/кг (див. рис. 15 і додаток 5).
Крива φ=100% на діаграмі є пограничною лінією, на якій знаходиться газ у стані насичення. Над кривою φ=100% знаходиться область вологого газу, а під нею – область насиченого газу, в стані конденсації. По осі ординат відкладено також парціальний тиск.
За допомогою і-d - діаграми виконують інженерні розрахунки процесів зміни стану повітря і природного газу при тиску, близькому до атмосферного.. І-d - діаграма дає також можливість визначити стан та параметри вологого повітря і газу.
Визначення температури точки роси і температури мокрого термометра за заданими параметрами стану повітря (газу)
За заданими параметрами вологого газу (φ1,t1,і1) знаходять на і-d- діаграмі т.1, що характеризує вихідний стан повітря. З т.1 проводять лінію „сухого”
Рис.15. І–d - діаграма стану вологого повітря
охолодження повітря 1-Р при d = const до перетину з кривою φ = 100%, що характеризує стан повітря у стані насичення. Ізотерма tр, яка проходить через точку перетину Р, характеризує температуру точки роси tр. Якщо температура на поверхні „сухого” охолоджувача нижча за tр, то процес після перетину з кривою φ=100% уже не проходить по d = const, а по лінії φ=100% досягає точ-ки К, що близька до температури охолоджуючої поверхні. Процес P-К супроводжується конденсацією водяної пари з повітря. Кількість сконденсованої водяної пари визначається за залежністю
, кг/год, (108)
де dр i dк – відповідно вологовміст у початковій (Р) і кінцевій (К) точках процесу, г/кг; Мп – годинні витрати повітря через охолоджувач, кг/год.
Охолодження повітря при температурі охолоджуючої поверхні, рівній і більшій за tр, проходить без випадання конденсату, тобто відбувається тільки теплообмін, без вологообміну d = const, tр ≤ t1.
Нагрівання повітря без вологообміну в калориферах зображається вертикальною лінією при d = const, що має напрямок, протилежний лінії охолодження (процес Р-1). Процес здійснюється при підведенні явного тепла, супроводжується збільшенням температури від tр до t1 і зменшенням відносної вологості від φр = 100% до φ1 < 100%.
Кількість теплоти, підведеної у процесі P-К, визначається як для ізобарного процесу
, кДж/год, (109)
де і1 і ір− відповідно ентальпія в кінцевій і початковій точці процесу нагрівання повітря, кДж/кг, визначається згідно з і-d - діаграмою, МП – годинні витрати повітря, кг/год.
Якщо температура охолоджуючої води буде дорівнювати температурі мокрого термометра tм, то повітря при контакті з водою буде охолоджуватись, але ентальпія повітря збереже свою величину сталою, і= const. Це пояснюється тим, що явна теплота, яка віддається від повітря, витрачається на нагрівання і часткове випаровування води. Частина води, що перетворюється на водяну пару, переходить у повітря, зволожує його і повертає повітрю еквівалентну кількість втраченої теплоти, але вже у вигляді прихованої теплоти пароутворення,r ≈ 2500 кДж/кг вологи (див. розділ 6). Процес 1-М характеризує адіабатний процес зволоження води при температурі води t = tм. Через точку М проходить ізотерма, що називається температурою мокрого термометра tм.
Принцип такого адіабатного процесу широко використовується для зменшення температури припливного повітря в приміщеннях у теплий період року в пристроях кондиціювання повітря.
Таким чином, адіабатний процес зміни стану газу (повітря) проходить за умови, що тепло, необхідне для випаровування, забирається із самого повітря і надлишки такого тепла відсутні. Такий процес проходить також у технологічних процесах сушіння різних продуктів нагрітим повітрям. Якщо у процесі має місце надлишок теплоти або недостатнє вологовиділення, то промінь процесу відхиляється від і = const у напрямі ходу годинникової стрілки і при d = 0 зображається вертикальною прямою d = const. При надлишковому вологовиділенні d > 0 промінь процесу відхиляється в сторону, зворотну ходові годинникової стрілки. Напрямок процесу визначається величиною , нанесеною на поле діаграми. Коефіцієнт називається променем тепловологісного відношення і визначається за залежністю
, (110)
де Q i W − відповідно виділення теплоти і вологи.
ною відносної вологості?
6. Як впливає тиск газу на параметри насичення вологого газу?
Задачі
№1. Визначити вологовміст і об’ємну частку водяної пари у природному газі з молекулярною масою 18 кг/кмоль із тиском 2 ата, якщо температура точки роси вологи у газі становить tp= +80C, а дійсна температура газу також дорівнює +80C.
Розв’язання
Точка роси відповідає стану насичення, при якому =100%, а всі параметри вологого газу набувають величин, відповідних стану насичення. Дійсна температура газу однакова з температурою точки роси. Це означає, що газ перебуває саме у стані насичення.
Згідно з таблицею11 знаходимо величину тиску насичення водяної пари при температурі +80С і загальному тискові газу 2 ата, Рн = 1066,3 Па.
Відповідно до залежності (104) визначаємо величину вологовмісту в стані насичення
= 5,28 г/кг.
Вологовміст розраховують також згідно із залежністю (102)
, г/кг.
Густина водяної пари при температурі +80С визначається за діаграмами стану водяної пари [1] ρп = 8,35 г/м3.
Густину сухого газу обчислюють із рівняння стану сухого газу
Pг·υг = Rг ·Tг , або ,
звідси = 1,55 кг/м3,
де Рг− парціальний тиск сухого газу, що визначають із закону Дальтона (97)
Рг = Р – Рн = 2·101320 – 1066,3 = 201573,7 Па.
Таким чином, вологовміст становитиме
= 5,3 г/кг.
Для наведення масової кількості водяної пари в об’ємну необхідно вико-нати обчислення згідно із залежністю
% об .= = 0,98 % об.
Отже, при величині точки роси, рівній + 80С, у газі буде міститись до 1% об. водяної пари.
№2. Парціальний тиск водяної пари в атмосферному повітрі при Рбар = 745 мм. рт. ст становить РП = 1500 Па, температура повітря +200С. Визначити відносну й абсолютну вологість повітря.
Розвязання
Парціальний тиск насичення водяної пари при температурі +20 0С згідно з I-d - діаграмою становить РН = 18 мм рт.ст. (2394 Па). Таким чином, при пар- ціальному тиску 1500 Па водяна пара знаходиться у повітрі в перегрітому стані.
Згідно з рівнянням (100) визначається відносна вологість повітря
.
Абсолютну вологість повітря у насиченому стані при температурі t=200С обчислюють відповідно до таблиць фізичних характеристик вологого повітря ан = 17,2 г/м3.
Абсолютну вологість при = 62,6% визначають за залежністю
а = ан 0,01 = 0,01 62,6 17,2 = 10,7 г/м3.
Крім того, абсолютна вологість у стадії насичення могла бути визначена аналітично згідно з (105)
ан = кг/м3 = 18 г/м3.
№3. Для висушування деревини використовують зовнішнє повітря при температурі t1 = +200С і 1 = 60%. Спочатку його підігрівають при d = const у калорифері до t2 = +950С , а потім направляють у сушарку, звідки повітря виходить при температурі t3 = +350С.
Визначити витрати повітря і теплоти на 1 кг випарованої у сушарці воло-ги; годинні витрати повітря, якщо маса деревини ,котра висушується у сушарці за одну годину, становить 500 кг/год, початкова вологість деревини В1 = 50%, а кінцева 10%.Установити вологовміст повітря на виході із сушарки d 3 = ? і витрати насиченої водяної пари з тиском 3 ата для калорифера.
Розвязання
У діаграмі I-d знаходять початковий стан зовнішнього повітря при темпе-
ратурі t1 = +20оС і 1 = 60%. На перетині відповідних ліній t1 та 1 за допомогою діаграми визначають d1 = 8,9 г/кг, i1 = 10,2 ккал/кг = 42,8 кДж/кг.
Із точки 1 проводять лінію d = const до перетину з ізотермою t2 = 95оС у точці 2. Процес 1-2 характеризує нагрівання повітря у калорифері. За I-d -діаграмою для точки 2 визначають і2 = 28,5 ккал/кг =119,8 кДж/кг.
Із точки 2 проводять лінію І = const до перетину з ізотермою t3 = 35оС у точці 3. Для точки 3 із I-d - діаграми стану повітря визначають d3 = 32,8 г/кг; і2 = і3 = 28,5 ккал/кг = 119,8 кДж/кг. Адіабатний та ізоентальпійний процес 2-3 характеризує зміну стану вологого повітря у сушарці.
Розраховують зміну вологовмісту на 1 кг сухого повітря
d = d3 d1 = 32,8 8,9 = 23,9 г/кг.
Витрати сухого повітря для випаровування з деревини 1 кг вологи визна-чаються за залежністю
кг сухого повітря.
Кількість вологи, яку необхідно випарувати з деревини за одну годину, обчислюють за формулою
G = 0,01 mд (В1 В2) = 500 (0,5 0,1) = 200 кг/год.
Годинні витрати сухого повітря становлять
M = mП G = 41,8 200 = 8360 кг/год.
Витрати теплоти на нагрівання повітря визначаються за різницею ентальпій повітря до і після калорифера, як для ізобарного процесу
q = і2 і1 = 119,8 42,8 = 77 кДж/кг ;
Q = q1-2 m = 77 8360 = 643720 кДж/год = 178,8 кВт.
Згідно з рівнянням теплового балансу кількість теплоти Q1-2 , що витрача-ється на нагрівання повітря, повинна дорівнювати кількості теплоти QПАРИ, яка виділяється у калорифері при подачі у нього пари та її конденсації ( за умови відсутності втрат теплоти у навколишнє середовище)
Q1-2 = QПАРИ.
Кількість теплоти, що виділяється при конденсації насиченої пари, визначається за формулою (44)
QПАРИ = mПАРИ r ,
де r прихована теплота пароутворення при тиску пари в 3 ата визнача-ється відповідно до таблиць водяної пари [1] або іS - діаграми водяної пари, r = 517,3 ккал/кг = 2172,7 кДж/кг.
Витрати водяної пари для нагрівання повітря будуть становити
mПАРИ = кг/год.
Вологовміст повітря за рахунок асиміляції вологи, що виділяється з деревини, збільшується від d1 = d2 = 8,9 г/кг до d3 = 32,8 г/кг. Відносна воло-гість повітря на виході із сушарки згідно з побудованим в І –d - діаграмі процесом 1-2-3 становить 90%.
№4. Параметри зовнішнього припливного повітря, що надходить у приміщення, становлять : t1 = +21оС, 1 = 50%. У приміщенні має місце надлишкове виділення явної теплоти у кількості QН = 30 кВт = 25714 ккал/год;
із змоченої поверхні поступає 20 кг/год вологи, яка випаровується за рахунок теплоти повітря; внаслідок нещільності паропроводу у приміщення поступає суха водяна пара у кількості GП = 30 кг/год, ентальпія пари і = 640 ккал/год. Температуру мокрого термометра tМ = +18оС прийняти рівну температурі рідини, що випаровується у приміщенні. Обчислити відносну вологість 2 , ентальпію і2 та вологовміст d2 повітря, котре видаляється із приміщення , якщо температура повітря, яке видаляється, становить 25оС.
Розвязання
Визначають величину променя тепловологісного співвідношення за залежністю (110)
,
де QH надлишкове явне виділення теплоти у приміщенні згідно з умовою задачі, QH = 25714 ккал/год; QВВ кількість теплоти, яка надходить у приміщення з випаруваною вологою , визначається за залежністю
QВВ = W tМ , ккал/год ;
QП кількість теплоти, котра надходить у приміщення з парою, роз- раховується за формулою
QП = GП і , ккал/год.
Відкладаємо одержану величину тепловологісного співвідношення на І-d - діаграмі, проводимо промінь процесу із точки 1 до перетину з ізотермою t2= = +25оС одержуємо точку 2, що характеризує параметри повітря, яке видаляється з приміщення. За т.2 визначаємо за допомогою І-d - діаграми невідомі параметри повітря: вологовміст d2 13,5 г/кг, відносну вологість 2 = 56% , ентальпію і2 = 13 ккал/кг.
Процес 12 зміни стану повітря показаний на І-d - діаграмі додатка 4 .
9. ЦИКЛИ ТЕПЛОВИХ ДВИГУНІВ
9.1. Цикли поршневих двигунів внутрішнього згорання (ДВЗ)
Робочим тілом ДВЗ є суміш газів, що утворюються при згоранні палива. Джерелом теплоти високої температури є паливо, яке згорає в циліндрі. При розширенні продуктів згорання теплота згорання палива частково перетворюється в роботу, а решта віддається в навколишнє середовище.
Уся різниця в існуючих двигунах залежить від того, за яким термодинамічним процесом здійснюється підведення теплоти:
– в ізохорному процесі – цикл Отто;
– в ізобарному процесі – цикл Дизеля;
– в ізохорно-ізобарному – цикл Тринклера.
Термодинамічний замкнутий зворотний цикл для ДВЗ можна побудувати тільки за наступних умов:
– продукти згорання палива вважати ідеальним газом;
– знехтувати аеродинамічним опором при проходженні газів через впускний і випускний клапани й не враховувати процеси заповнення циліндра газом та виштовхуванням його із циліндра;
– вважати процес згорання палива (підведення теплоти) і випуску газів в атмосферне повітря (відведення теплоти) зворотними термодинамічними процесами;
– вважати процеси стискування й розширення адіабатними і зворотними.
На рис.16 показаний у Р-υ і T-S - координатах ідеальний цикл ДВЗ з ізохорним підведенням теплоти q1 у процесі 2-3 та ізохорним відведенням теплоти q2 у процесі 4-1.
Рис.16. Цикл Отто в р-υ і T-S - координатах
Характеристиками циклу є такі параметри:
− показник стискування; − показник підвищення тиску.
Кількість підведеної теплоти q1 і відведеної теплоти q2 визначається за залежностями
q1 = Cmυ(T3 – T2); q2 = Cmυ(T4 – T1), кДж/кг. (111)
. (112)
Вираз (112) одержаний із урахуванням рівняння адіабатного процесу
. (113)
Для запобігання передчасному спалахуванню горючої суміші ε = 5...8 для бензинових двигунів ε = 9...12 для газових. Із збільшенням антидетонаційних властивостей палива показник стискування може бути підвищеним. Темпера-. тура Т2 після стиснення збільшується, і її значення обчислюють за рівнянням
Т2=Т1εk-1, оК. (114)
Температура Т2 не повинна бути більшою за температуру спалахування горючої суміші.
Перший ДВЗ з ізохорним підведенням теплоти був збудований у 1876 р. німецьким винахідником Н.Отто. Наближене до ізохорного процесу підведення теплоти вдається досягти за рахунок дуже швидкого процесу спалахування і миттєвого згорання горючої суміші у циліндрі, поршень при цьому не встигає переміститись із лівого крайнього положення в праве.
У двигунах із підведенням теплоти при р=соnst здійснюється роздільне стиснення палива і повітря, що запобігає саме спалахуванню й дає можливість одержати високий показник стиснення. Тиск у кінці стиснення становить 3-4 МПа і температура 600-800о С. Показник стискування вибирають так, щоб температура повітря в циліндрі була меншою за температуру спалахування палива. Тоді воно спалахує й горить при р = сonst у період роботи форсунки.
Ідеальний цикл Дизеля показаний на рис.17. У процесі 1-2 повітря стискується в компресорі адіабатно до тиску Р2.
Рис.17. Цикл Дизеля в Р– υ і Т– S - координатах
У процесі 2-3 згорає паливо і підводиться теплота q1 при р1 = const (за рахунок більш повільного згорання дизельного палива порівняно з бензином), в адіабатному процесі 3-4 робоче тіло розширюється і здійснює роботу, в процесі 4-5 теплота відводиться в навколишнє середовище при υ = const.
Характеристики циклу:
− показник стискування; − показник попереднього розширення.
Кількість підведеного тепла: q1=Cmр(T3 – T2);
кількість відведеного тепла: q2=Cmυ(T4 – T1).
Термічний ККД циклу
. (115)
Термічний ККД циклу залежить від показника стискування, показника попереднього розширення й показника адіабати, при ε = 10 і γ = 2,5 – η=0,46, при ε = 20 та γ = 2,5 – η = 0,56. Величина ε повинна забезпечити умови відсутності самоспалахування палива.
Перший компресорний двигун із процесом згорання при р=const був побудований у 1895р. німецьким інженером Р.Дизелем.
Цикл із підведенням теплоти при р=const має більший термічний ККД порівняно з циклом із підведенням теплоти при υ=const.
Але на приведення в дію компресора для подачі палива витрачається до 6-10% загальної потужності двигуна. Двигуну зі змішаним підведенням теплоти частково при υ = const, а частково при р = const не потрібен компресор. Подача палива в ньому здійснюється за допомогою насоса, витрати на привід якого значно менші. У такому двигуні попереднє часткове спалювання палива проходить у форкамері при υ = const. Спалахування палива відбувається від повітря, стиснутого в циліндрі до відповідної температури (процес 3-4). Догорання палива проходить у циліндрі (процес 3-4). У результаті поршень переміщується при р = const. Після згорання палива відбувається адіабатне розширення продуктів згорання (процес 4-5). Після цього продукти згорання видаляються в атмосферу при υ = const (процес 5-1). Таким чином, стиснення повітря відбувається в адіабатному процесі 1-2, а підведення теплоти – в процесах 2-3 і 3-4.
Зображення циклу в р-υ і T-S - координатах представлене на рис. 18.
Характеристики циклу:
− показник стиснення; −показник попереднього розширення;
− показник підвищення тиску.
Кількість підведеної теплоти: q1 = Cmυ(T3 – T2) + Cmр(T4 – T3);
кількість відведеної теплоти: q2 = Cmυ(T5 – T1).
Рис.18. Цикл Тринклера в р-υ і T-S - координатах
Термічний ККД циклу
. (116)
ДВЗ, для яких ідеальним циклом є цикл з ізохорно-ізобарним підведенням теплоти, називається безкомпресорним дизелем. ККД для такого циклу збільшується зі зростанням показника стискування ε і показника підвищення тиску λ. При ε=18...20 значення ККД досягає 0,65...0,7.
Патент на безкомпресорний дизель був виданий у 1904 р. російському інженерові Г.Тринклеру. Всі сучасні дизелі виконуються безкомпресорними.
9.2. Цикли холодильних машин
Холодильні машини призначені для штучного охолодження приміщень і різних тіл нижче від температури навколишнього середовища. Здійснення такого процесу можливе тільки за умови зворотного теплового циклу й підведення до нього ззовні роботи. Робота стискування у такому циклі більша за роботу розширення за рахунок підведеної роботи, а теплота передається від холодного джерела теплоти до гарячого.
Основні показники роботи холодильної машини:
lз − зовнішня робота, що підводиться до циклу і віднесена до 1кг р.т.(кДж/кг)
lз = q1 – q2; (117)
q1 – теплота, яка передається гарячому джерелу теплоти (в навколишнє середовище) при температурі Т1 на 1 кг р.т., кДж/кг;
q2 – теплота, що відбирається від холодного джерела теплоти (питома холодопродуктивність) при температурі Т2 на 1 кг р.т., кДж/кг;
– холодильний коефіцієнт – характеристика економічності холодильної
машини (ХМ), відношення теплоти, відведеної від холодного тіла, до витраченої при цьому роботи
; (118)
Q2, або Nx (холодопродуктивність, або холодильна потужність ХМ ), − кількість теплоти, що відводиться від охолоджуваного об‘єкта (холодного джерела теплоти) за одиницю часу
Q2 = Nx = q2·m, кВт, (119)
де m – секундні масові витрати холодоагента – робочого тіла холодильної машини, кг/с.
Цикл ідеальної холодильної машини здійснюється за зворотним циклом Карно, в якому підведення (процес 3 – 4) і відведення (процес 2 – 1) теплоти до робочого тіла проходить по ізотермах, а стискування (процес 3 – 2) і охолодження (процес 1 – 2) – по адіабатах.
Зворотний цикл Карно проходить аналогічно прямому циклові, показаному на рис.1, але у зворотному напрямку.
Ідеальний цикл Карно холодильної машини можливо здійснити теоретично за таких умов:
ється суха насичена пара. У реальних умовах стискування проходить при n ≠ k, а наявність рідкої фази у компресорі приводить до гідравлічних ударів.
За принципом роботи холодильні машини поділяються на парові, газові і термоелектричні, за способом підведення зовнішньої роботи – на компресорні, струминні, термоелектричні та абсорбційні, а за холодоагентом – на аміачні, фреонові, газові й т.д.
9.2.1. Цикл парової компресорної холодильної машини
На рис.19 показана принципова схема парокомпресорної холодильної машини. Вона складається з наступних компонентів:
Рис.19. Схема парокомпресорної холодильної машини
1 – дросельний вентиль (адіабатне розширення РТ, що супроводжується зменшенням температури РТ);
2 – конденсатор (ізотермічно – ізобарне відведення теплоти q1 від РТ у навколишнє середовище, що супроводжується зміною стану РТ) ;
3 – компресор (адіабатне стискуван- ня робочого тіла за рахунок підведення зовні роботи lз );
4 – привід компресора (електричний або тепловий двигун);
5 – випаровувач (ізотермічно – ізобарне підведення теплоти q2 до РТ).
Випаровувач 5, як і конденсатор 2,
являє собою теплообмінник для підведення або відповідно відведення теплоти
до робочого тіла.
Зображення циклу парокомпресорної холодильної машини у координатах Т– S наведене на рис. 20.
Рис. 20. Цикл парокомпресорної холодильної машини в координатах T – S
Характеристика процесів циклу:
– процес 1-2 – адіабатний або ізо-ентальпний незворотний процес дроселювання робочого тіла, у ході якого тиск і температура зменшу-
ються
Р2<Р1; Т2<Т1; l1-2=0; i1=i2; або dS=0;
– процес 2-3 – ізобарно – ізо-термічне підведення теплоти q2 до робочого тіла – Р2=Р3, Т2=Т3, що супроводжується зміною фазового стану робочого тіла і відбором теплоти від охолоджуваного об’єк-, та, х3 > х2, S3 > S2. У випарову- вачах реальних холодильних машин відбір теплоти від охолоджуваних тіл здійснюють до тих пір, поки температура пари холодоагенту не буде перевищувати його температу-
ру кипіння на 5−6о С.
Це дає можливість підвищити холодопродуктивність холодильної машини на 3 – 5 % на кожний 1 0С збільшення температури випаровування і нормалізувати роботу компресора, запобігати гідродинамічним ударам. У такому разі в компресор надходить не волога насичена пара із крапельками рідкої фази, а суха при х = 1 або дещо перегріта. Такий режим називається “режимом сухого ходу”;
У холодильній техніці при розрахунках частіше використовують не діаграму T – S, а lgP – i - діаграму. По осі аргументів відкладають lgP, а по осі абсцис – питому ентальпію і, кДж/кг. На рис.21 і в додатку 4 показана побудо- ва циклу парокомпресорної холодильної машини у координатах lgP – i.
Рис. 21. Цикл парокомпресорної холодильної машини
в координатах lgP – i
На діаграмі нанесені граничні криві КА (х = 0) та КВ (х = 1), що розділяють площину діаграми на однофазну область рідини (лівіше від кривої КА), двофазну область вологої пари (між лініями АК і ВК) та однофазну область перегрітої пари (правіше кривої КВ). У межах усієї площини діаграми нанесені ізотерми (Т = const) і адіабати (S = const). В області рідини (лівіше від пограничної кривої х =0) ізотерми практично збігаються з вертикальними прямими і = const. В області перегрітої пари ізотерми зі зростанням ентальпії круто падають, а в критичній точці К мають точку перегинання.
Кількість теплоти, що підводиться у процесі 2 – 3 до 1 кг робочого тіла (питома холодопродуктивність), визначається за його основними термодина -
мічними характеристиками за залежністю
q2 = i3 – i2 = T2 (S3 – S2) = r (x3 – x2), кДж/кг. (120)
Указана вище кількість теплоти q2 буде відводитись від охолоджуваного об’єкта, і величина її залежить від потреби об’єкта в охолодженні
де С0 – масова теплоємність охолоджуваного тіла, кДж/кг гр.;
М0 – масові секундні витрати охолоджуваного тіла, кг/с;
і – відповідно початкова та кінцева температури охолоджуваного тіла, 0С;
α0 – прихована теплота фазового переходу “рідина – тверде тіло” для охолоджуваного об’єкта у разі зміни його фізичного стану, кДж/кг;
і – ентальпія охолоджуваного тіла відповідно до та після охолодження, кДж/кг;
М – масові витрати холодоагенту, кг/с.
Абсолютна кількість теплоти, яку потрібно відвести від охолоджуваного об’єкта , визначає (за відсутності втрат) величину необхідної холодопродуктивності холодильної машини: Q20 = Q2 = Nx.
Із (120) видно, що величина холодопродуктивності залежить значною мірою від термодинамічних властивостей холодоагенту – перепаду ентропій ∆S і прихованої теплоти пароутворення r. Кількість теплоти, яка відводиться від 1 кг робочого тіла у конденсаторі в процесі 4–1, визначається за залежністю
q1 = i4 – i1, кДж/кг. (122)
Величина зовнішньої роботи на приведення в дію холодильної машини обчислюється за формулою
lз = q1 – q2 = (i4 – i1) – (i3 – i2) = i4 – i3 , кДж/кг. (123)
Холодильний коефіцієнт згідно з (118)
. (124)
Робоче тіло, що виконує роль холодоагенту в компресорних холодильних машинах, повинно задовольняти низку вимог. Основні з них такі:
Екологічна чистота холодоагенту визначається потенціалом руйнування озону шару стратосфери, що залежить від вмісту хлору в холодоагенті . Одна молекула хлору зруйновує до 100 тис. молекул озону. В зв’язку з цим в 1992 р. у Копенгагені прийняте рішення про припинення використання озоноруйнівних холодоагентів R11, R12, R502 і заміни їх на екологічно безпечні холодоагенти, що не містять хлору: R32, R134а, R125 та їх суміші.
Холодоагенти, котрі одержують змішуванням декількох хімічних речовин, не повинні мати властивість селективної випаровувальної здатності з різними температурами кипіння.
У таблиці 9 наведені деякі властивості найбільш поширених холодоагентів парових компресорних машин.
Для холодоагентів R11, R12, Ф–13 характерна значна озоноруйнівна активність. Більшість холодоагентів добре розчиняється в маслі, має шкідливий вплив на організм людини, фреони в присутності відкритого полум’я дисоціюють з утворенням отруйного газу – фосгену. Таким чином, жоден з існуючих холодоагентів не задовольняє вказані вище умови.
Основні витрати енергії при виробленні холоду здійснюються для приведення в дію компресора. Потужність приводу залежить в основному від витрат роботи на процес стискування. Дійсні витрати роботи і потужність реального компресора будуть завжди більшими порівняно з ідеальним у зв’язку з наявністю внутрішніх витрат на тертя й теплообмін із навколишнім середовищем, втратами в самому приводі компресора.
Ефективність роботи реальних компресорів порівняно з ідеальними оцінюють величиною відносного термодинамічного ККД hк. Для компресорів із процесом стискування , близьким до ізотермічного (поршневі), величина hк = =0,6 …0,9, а для компресорів із стисненням , близьким до адіабатного (турбокомпресори), hк = 0,75 …0,85. Величина hк показує, наскільки робота,
Таблиця 12
Фізичні властивості холодоагентів
|
Назва холодо - агенту |
Хім. формула |
Температу- ра кипін-ня, оС при 1 ата |
Тиск при t = 200С, МПа |
Теплота випарову – вання, кДж/кг |
Клас токсично- сті |
Можливість спалахування і горіння |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
Аміак, R717 |
NH3 |
– 33 |
0.87 |
1200 |
2 |
+ |
|
Діоксид вуглецю, R744 |
СО2 |
– 78 |
5.8 |
156 |
4 |
– |
|
Фреон-12, R12 |
СF2Cl2 |
– 29 |
0.6 |
145 |
5 |
– |
|
Фреон-13 |
СF3Cl |
– 82 |
3.2 |
58 |
5 |
– |
|
Фреон-22 R22 |
СHF2Cl |
– 41 |
0.9 |
190 |
5 |
– |
|
Метан |
CH4 |
– 162 |
- |
– |
– |
– |
|
R134 |
CF3CFH2 |
– 52 |
0.57 |
181 |
– |
+ |
|
Пропан R290 |
C3H8 |
– 42 |
– |
– |
– |
+ |
|
R125 |
CHF2CF3 |
– 49 |
0.32 |
120 |
– |
+ |
що витрачається у реальному компресорі, буде більшою порівняно з ідеальним і визначається за залежностями
, або , (125)
де , – відповідно витрати роботи при ідеальному ізотермічному й адіабатному стисненні визначаються за залежностями (64) і (62);
– дійсні витрати роботи на приведення в дію компресора, кДж/кг.
Механічні втрати (тертя, привід) ураховуються механічним ККД компресора hм. Він приймається на рівні 0,85…0,9.
Дійсна потужність, що споживається двигуном компресора для стискування m ( кг/с ) газу, визначається за формулою
, кВт, (126)
де lK має розмірність кДж/кг, m – кг/с, hм і hк – частки одиниці.
Секундні витрати палива для теплового двигуна привода компресора обчислюються за залежністю
, м3/с, кг/с, (127)
де – теплота згорання палива в кДж/м3 або кДж/кг;
hд – ККД теплового двигуна част. од.
9.2.2. Цикл газової холодильної машини
У газових холодильних машинах холодоагентом є газ, що задовольняє вимоги до холодоагентів. Найбільш поширеним робочим тілом є повітря та інші гази, які при всіх змінах їх параметрів у холодильних машинах не конденсуються і залишаються в газоподібному стані.
На рис. 22 наведена принципова схема повітряної холодильної машини і показаний цикл цієї установки у T – S - діаграмі.
Рис. 22. Схема і цикл повітряної холодильної машини в T – S - координатах:
1 – турбодетандер (машина для розширення); 2 – охолоджувана камера (нагрівач РТ); 3 – компресор; 4 – привід компресора; 5 – охолоджувач РТ
Характеристика процесів циклу:
- процес 1 – 2 (dq = 0, dS = 0 T2 > T1, P2 < P1), адіабатне розширення газу від тиску Р1 до тиску Р2 в охолоджуваній камері. При використанні турбодетандера процес може проходити з одержанням корисної роботи. У процесі 1 – 2 температура робочого тіла, яка повинна бути меншою за температуру охолоджуваних тіл для забезпечення відводу від них теплоти q2, зменшується від Т1 до Т2 ;
- процес 2 – 3 (T3 > T2, P2 = P3=const), ізобарний процес, у ході якого холодоагент із температурою Т2 надходить в охолоджувану камеру, відбирає теплоту q2 від охолоджуваних тіл, а сам нагрівається до температури Т3. Кількість теплоти, що відводиться від холодного джерела, визначається за залежністю: = і3 – і2, кДж/кг (128);
- процес 3 – 4 (dq = 0, dS = 0 T4 > T3, P3 < P4), адіабатний процес стискування газу в компресорі від тиску Р3 в охолоджуваній камері до Р4, в охолоджувачі газу. Процес супроводжується збільшенням температури робочого тіла від Т3 до Т4 і підводом зовнішньої енергії у вигляді роботи на привід компресора (див. залежності 61, 62, 63);
- процес 4 – 1 (T4 > T1, P1 = P4 = const), ізобарне відведення теплоти q1 у навколишнє середовище від холодоагенту в охолоджувачі РТ. Температура холодоагенту при цьому зменшується від Т4 до Т1, а кількість теплоти, що відводиться від РТ і передається гарячому джерелу, визначається за формулою
Холодильний коефіцієнт циклу газової ХМ теоретично дорівнює
Якщо стискування газу в процесі 3 – 4 і його розширення в процесі 1 – 2 відбувається при однаковому показнику політропи n = k, то із (130) можна одержати
Отже, холодильний коефіцієнт циклу залежить від співвідношення тисків Р1/Р2 (до й після детандера), а також від відношення температур, між якими працюють компресор (Т4 та Т3) і детандер (Т1 та Т2). При зближенні температур Т1 та Т2 і зменшенні відношення Р1/Р2 холодильний коефіцієнт збільшується Але при цьому зменшується кількість теплоти q2, що відбирається від охолоджуваного об’єкта холодоагентом (питома холодопродуктивність). Для збереження холодопродуктивності необхідно збільшувати витрати робочого тіла ( холодоагента), розміри і потужність компресора. Температури Т1 та Т3 у реальному циклі близькі відповідно до гарячого й холодного джерел теплоти.
Для створення перепаду температур і здійснення теплообміну в охолоджувачі і нагрівачі РТ (2 і 5) при р = const за відсутності фазових перетворень робочого тіла температуру холодоагенту на вході в охолоджувану камеру (2) необхідно суттєво зменшувати порівняно з температурою Т3, а на вході в охолоджувач газів (5) – суттєво збільшувати порівняно з Т1. На це витрачається додаткова енергія, еквівалентна площі 1 – 4К – 4 і 2 – 2К – 3. При здійсненні в межах тих же температур гарячого Т1 і холодного Т3 джерел теплоти ідеального циклу Карно процес на T – S-діаграмі зображався б циклом 1 – 2К – 3 – 4 – 4К. Холодильний коефіцієнт такого циклу визначається за залежністю
Із залежностей (124) і (132) видно, що величина для повітряної холодильної машини завжди буде в декілька разів меншою від холо- дильного коефіцієнта к циклу Карно за умови здійснення циклів в однаковому інтервалі температур гарячого Т1 і холодного Т3 джерел теплоти.
Повітряні холодильні машини використовують за умови регенерації теплоти РТ після турбокомпресора за неможливості використання інших робочих тіл, наприклад горючих і токсичних холодоагентів, а також за необхідності одержання дуже низьких температур (температура переходу у рідку фазу суміші азоту і кисню, що входять до складу повітря, становить близько – 190 0С при тиску 2-5 ата).
9.2.3. Цикл абсорбційної холодильної машини
Абсорбційні холодильні машини генерують холод, як і компресорні, за рахунок випаровування холодоагенту з наступною його конденсацією.. Робочим тілом в абсорбційній холодильній машині є суміш з двох речовин – холодоагенту й абсорбенту, що мають різні температури кипіння при одинако-вому тиску. Речовина з більш низькою температурою кипіння є холодоагент- том, а з більш високою – абсорбентом. Найбільш широко використовують водоаміачний (Н2О – NH3) і водобромистолітієві (LiBr – H2O) розчини.
На рис. 23 наведена схема ідеальної абсорбційної холодильної машини:
Рис.23. Принципова схема абсорбційної холодильної машини
1 – генератор (кип‘ятильник);
2 – конденсатор;
3 – дросельний вентиль;
4 – випаровувач;
5 – абсорбер;
6 – помпи;
7 – теплообмінник для на-грівання концентрованого розчину;
8 – дросельний вентиль для
охолодження слабоконцент-рованого розчину
У генераторі 1 за рахунок підведення теплоти qг від теплоносія (гаряча вода, водяна пара, продукти згорання палива) відбувається випаровування холоагенту з концентрованого розчину РТ. Пара холодоагенту надходить у конденсатор і далі, як у компресорній холодильній машині , через дросельний вентиль – у випаровувач, де за рахунок теплоти охолоджуваного тіла q2 відбувається випаровування холодоагенту. Ця пара подається в абсорбер 5, де поглинається абсорбентом (малоконцентрованим розчином РТ), що надходить із генератора 1, через дросельний клапан 8. Теплота, яка виділяється в результаті абсорбції qа , відводиться у навколишнє середовище. Концентро- ваний розчин робочого тіла за допомогою помпи подається у генератор 1, де знову підлягає випаровуванню.
В абсорбційній ХМ генератор виконує функції нагнітальної сторони механічного компресора, витісняючи із розчину пари холодоагента, а абсорбер – всмоктувальної сторони компресора, поглинаючи ці пари.
Процеси підведення і відведення теплоти в усіх апаратах (конденсатор, випаровувач, генератор, абсорбер) здійснюються при Р = const і Т = const, а процеси розширення й стискування робочого тіла в дроселях 3, 8 та помпах 6 – адіабатно dS = const.
Тепловий баланс абсорбційної машини на 1 кг холодоагенту записується у вигляді
де qг – теплота, що підводиться у генераторі;
qп – теплота, еквівалентна роботі помпи для розчину робочого тіла;
q2 –теплота, котра відбирається від охолоджуваного тіла і передається холодоагентові у випаровувачі;
qа – теплота, що відводиться в абсорбері.
Нехтуючи витратами енергії на приведення в дію помп і за умови, що для ідеального циклу , а кількість теплоти, яка підводиться у генераторі і відводиться у конденсаторі, буде однаковою, qг = q1, одержимо вираз для визначення ефективності роботи холодильної машини
Із (134) видно, що при зменшенні температури в конденсаторі Тк ефективність роботи холодильної машини збільшиться, а при зниженні температури у генераторі Тг величина буде зменшуватись.
Основною перевагою абсорбційних холодильних машин порівняно з парокомпресорними є використання теплоти невисокого температурного рівня замість дорогої механічної енергії для одержання холоду. Це дає можливість застосовувати абсорбційні холодильні машини у системах утилізації низькопотенціальної теплоти. Крім того, відсутність компресора робить доцільним використання таких машин на великих підприємствах із потужним споживанням холоду і теплоти.
9.2.4. Цикл теплової помпи
Холодильні машини можуть використовуватися не тільки для охолодження, але і для нагрівання об’єктів, у тому числі опалення будівель. У такому разі теплота, що відбирається у випаровувачі холодильної машини від низькотемпературних джерел теплоти q2 (ґрунтових вод, атмосферного повітря, відпрацьованого вентиляційного повітря, стічної води систем водовідведення), передається у конденсаторі споживачу теплоти з високою температурою за рахунок підведення ззовні роботи . Холодильна машина, яка використовується для підведення теплоти до об’єкта, що нагрівається, називається тепловою помпою. У таких установках теплота ніби перекачується від холодного джерела до гарячого.
Ефективність роботи теплової помпи виражається відношенням одержаного тепла q1 до витраченої роботи
Формула (135) одержана з урахуванням того, що згідно з (122) q1= і4 – і1, а lз = і4 – і3. Згідно з (123) цей коефіцієнт завжди більше від одиниці. Так, якщо для опалення будинку взимку використовується теплота річкової води з температурою 00С (273 оК), а температуру холодоагенту в конденсаторі для опалення підвищують до 50 0С (3230К), то коефіцієнт ефективності теплової помпи становить
.
Таким чином, теплова помпа передає в систему опалення теплоту q1, яка в 6,46 разу перевищує величину роботи, витрачену в циклі.
У реальних теплових помпах величина становить 3 …5 і більше.
Із (135) видно, що висока ефективність теплових помп досягається при незначній різниці між температурами низькопотенційного джерела теплоти Т2 і температурою, необхідною для споживання теплоти Т1.
Оптимальна різниця температур, що визначає економічну доцільність використання теплових помп, становить Т1 – Т2 = 30 – 40 0С .
Найбільш ефективними є використання теплових помп, коли споживачу одночасно потрібна і теплота ,і холод (наприклад, холод – для створення льоду на спортивних майданчиках, а тепло для опалення трибун).
У теплових помпах використовується цикл повітряних, парокомпресорних і абсорбційних холодильних машин. Перші теплопомпові машини були випробувані в 1930 р. Застосування теплових помп дає можливість зменшити використання палива на опалення за рахунок енергії низькопотенціальних джерел і потоків теплоти, що скидаються у навколишнє середовище.
Контрольні запитання
Задачі
№1. Холодопродуктивність парокомпресорної холодильної машини ста-новить Q2=116,3кВт. Температура у випаровувачі t2= – 150С. Пара із випаро-вувача виходить суха, насичена. Температура конденсації t1= +300С, причому
конденсат переохолоджений до = +250С. Холодоагент – аміак NH3.
Визначити холодильний коефіцієнт теоретичного циклу, годинні витрати аміаку і теоретичну потужність привода компресора холодильної машини. Задачу розв’язати за допомогою діаграми lg p-i додатку 4.
Розв’язання
На перетині пограничної кривої КВ, що відповідає стану сухої пари аміаку х =1та ізотермі – 150С, заходимо т.3 (рис.24). За нею визначаємо тиск насичення NH3 у випаровувачі Р3 = 2,4 ат і ентальпію NH3 на виході з випаровувача і3 = 1662,6 кДж/кг.
Адіабатний процес стискування NH3 у компресорі зображається лінією 3-4 (S = const), причому точку 4 одержують на перетині цієї лінії з ізобарою p4 = 11,9 ат, що відповідає температурі насичення аміаку при t1= + 300С.
Рис. 24. Цикл холодильної машини
Процес конденсації робочого тіла
(аміаку ) у конденсаторі холодиль- ної машини зображається лінією 4-1, а процес його переохолоджен- ня − лінією 1-1΄. Процес дроселю- вання NH3 показаний на діаграмі lg p – i лінією 1΄-2.
Із діаграми lg p-i одержуємо
і3 = 1662,6 кДж/кг;
і4 = 1895 кДж/кг;
і2 = і1′ = 536,3 кДж/кг.
Холодопродуктивність 1кг аміаку визначається за формулою (120)
q1= і3 – і2 = 1662,3 – 536,3 = 1126,3 кДж/кг.
Годинні витрати аміаку розраховуються за залежністю (121)
0,103 кг/с=371 кг/год.
Теоретичні витрати роботи у компресорі обчислюються за залежністю
lз = і4 – і3 =1895 – 1662,2 = 232,4 кДж/кг.
Холодильний коефіцієнт визначається за залежністю
=4,85.
Теоретична потужність двигуна ХМ згідно з рівнянням (126)
N = m∙lЗ =0,1033 ∙ 232,4 = 24 кВт.
Дійсна потужність двигуна з урахуванням утрат енергії
=35,2 кВт.
№2. У компресор повітряної холодильної машини надходить повітря з холодильної камери з тиском 1 бар і температурою t3 = – 100С.У компресорі повітря адіабатно стискується до тиску Р4 = 5 бар та направляється в охолоджувач РТ, де при Р1 = const воно зменшує свою температуру до t1 = +100С. Далі повітря розширюється у детандері за адіабатою до тиску Р2 = 1 бар і повертається в холодильну камеру, відбирає тепло від охолоджуваних тіл, нагрівається до температури t3 = – 100С і знову надходить у компресор.
Визначити температуру повітря після його розширення у детандері (на вході в холодильну камеру), теоретичну роботу, що витрачається у циклі, питому холодопродуктивність повітря, холодильний коефіцієнт для повітряної ХМ і машини, що працює за циклом Карно у тому ж інтервалі температур.
Розв’язання
Цикл повітряної холодильної машини в координатах T-S показаний на рис. 21. Температуру повітря на виході з детандера Т2 визначають із рівняння адіабатного процесу, що наведене у табл. 5 для ідеального газу
, звідси ,
Т2 = (273+10)= 179 0К = – 94 0С.
Температуру стиснутого в компресорі повітря визначають із рівняння адіабатного процесу 3-4 за умови, що Р1 = Р4 = const, а Р2 = Р3 = const
=(273–10)=416 0К = 143 0С.
Робота, котра витрачається у циклі, установлюється як різниця роботи на приведення в дію компресора і роботи, що одержують у детандері. Робота, яка витрачається у компресорі, обчислюється за залежністю
lк = i4 –i3 = Cpm·(T4 – T3) = 1,012·(416–263)= 154,8, кДж/кг.
Роботу, що одержують у детандері при адіабатному розширенні, визначають за залежністю
lg = i1 –i2 = Cpm·(T1 – T2) = 1,012·(283–179)= 105,2, кДж/кг.
Таким чином, робота, що підводиться до циклу,
lз = lк – lg = 154,8 – 105,2 = 49,6, кДж/кг.
Холодильний коефіцієнт установки
=1,71.
Холодильний коефіцієнт машини, яка працює за зворотним циклом Карно при такому ж інтервалі температур
=13,15.
Холодильна машина, що працює за зворотним циклом Карно, має значно більший холодильний коефіцієнт порівняно з повітряною ( газовою ) холо-дильною машиною при однаковому інтервалі температур.
№3. Визначити термічний ККД ідеального поршневого двигуна внутрішнього згорання з підведенням теплоти при υ = const. Показник стиснення для двигуна ε = 3,6, показник підвищення тиску λ = 3,33, кількість підведеної теплоти q1 = 825 кДж/кг, корисна робота циклу l0 = 330 кДж/кг, тиск робочого тіла після стискування Р2 = 6,02 бар, k = 1,4.
Обчислити також кількість теплоти, що відводиться у циклі в навколиш- нє середовище q2, і тиск робочого тіла після підведення теплоти Р3.
Розв’язання
Схема циклу показана на рис. 15. Оскільки показник підвищення тиску
, а Р2 = 6,02 бар = 0,602 МПа, то тиск Р3 після підведення теплоти q1 становить
Р3 = Р2 ·λ = 0,602·3,33 = 2,00 МПа.
Кількість теплоти, що відводиться у навколишнє середовище із другого закону термодинаміки,
q2 = q1 – l0 =825 – 330 = 495 кДж/кг.
Термічний ККД циклу визначається за залежністю (112)
=0,4 (40%), або
=0,4 (40%).
10. Цикли паросилових установок
У сучасній стаціонарній енергетиці в основному використовуються паро-ві теплосилові установки. Робочим тілом у них є водяна пара – найдешевше і найбільш поширене в природі РТ. Характерною ознакою паросилового циклу є зміна у ньому агрегатного стану водяної пари. Ідеальним циклом паросилової установки є цикл Ренкіна. Теплова схема такого циклу показана на рис. 25, а зображення на діаграмах стану – на рис.26.
Рис.25. Схема циклу Ренкіна
1 – паровий котельний агрегат ; 2 – пароперегрівач; 3 – парова турбі-на; 4 – генератор електричної енергії; 5 – конденсатор; 6 – помпа.
У паровому котельному агрега – ті (1) теплота, що виділяється при згоранні палива, передається робочому тілу – воді, яка в межах котла перетворюється спочатку в насичену суху пару, а потім у пароперегрівачі (2) – в перегріту пару з параметрами точки 1: Р1, Т1, υ1.
Із пароперегрівача пара надходить у парову турбіну (3), де розширюється і виконує роботу з обертання робочого колеса турбіни. У генераторі (4) виробляється електрична енергія, що і є кінцевою метою паросилового циклу. Із турбіни зім’ята пара виходить із параметрами т.2: Р2, Т2, υ2 та надходить у конденсатор (5). У ньому пара віддає залишки не перетвореної в роботу теплоти охолоджуючій воді. Пара при цьому конденсується і за допомогою помпи (6) знову направляється в котел. Охолоджуюча вода нагрівається у конденсаторі й повертається в навколишнє середовище. Параметри конденсату після конденсатора (5) відповідають стану т.3: Р3 = Р2, Т3 = Т2, υ3. Точка 4 характеризує стан конденсату на вході в котел: Р4 > Р3, Т4 > Т3, υ4.
Рис. 26. Цикл Ренкіна з перегрітою парою в координатах P-υ ,T-S,i-S
Точка 4´ на діаграмах стану рис.26 відповідає стану киплячої води при тиску Р1 = Р4 = const, а точка 4" – стану сухої насиченої пари при Р1 = Р4 = const.
Розглянемо термодинамічні процеси – складові циклу Ренкіна:
процес 1-2 адіабатний процес розширення пари на лопатках
dq = 0 турбіни
S1 = S2 q1-2 = 0;
l1-2 = i1 – i2 ~ площі 1-2-3-4 у P-υ -діаграмі;
процес 2-3 ізобарно-ізотермічний процес конденсації водяної
P2 = P3 = const пари після турбіни, супроводжується віддачею теплоти
T2 = T3 = const q2 у навколишнє середовище
q2 = q2-3 = i3 – i2, кДж/кг;
процес 3-4 адіабатне стискування конденсату в помпі; витрати на
dq = 0 стискування
S3 = S4 l3-4 = i4 – i3 = υ ·(P4 – P3), кДж/кг.
Розрахунок показує, що витрати роботи у помпі на стискування конденсату, дорівнюють 5-10 кДж/кг, що становить 0,5-0,8 % від розраховува-ного перепаду ентальпій і1 – і2;
процес 4-4"
P4 = P4" складається з ізобарного процесу нагрівання води до
T4′ T4" киплячого стану (4-4´) й ізобарно - ізотермічного гене-
T4′ > T4" нерування сухої насиченої пари (4´- 4") у котлі
q4-4" = i4" – i4;
процес 4"-1 ізобарний процес перегрівання пари у пароперегрівачі
P4=P4"=P1 q4"-1 = i1 – i4".
Загальна кількість теплоти на генерування пари у процесі 4-1
q4-1 = i1 – i4, кДж/кг.
Корисна робота, що одержується у циклі,
l0 = l1-2 – l 3-4 = (і1 – і2) - (і4 – і3), або
l0 = q1 – q2 = (і1 – і4) - (і2 – і3), кДж/кг. (136)
Якщо прийняти, що і3 ≈ і4 , а l3-4 ≈ 0, то (136) можна записати у вигляді:
l0 = і1 – і2.
За такої умови термічний ККД ідеального циклу Ренкіна буде визначатись за залежністю
, част.од. (137)
Аналіз (137) показує, що ККД паросилового циклу залежить від початкових і кінцевих параметрів робочого тіла:
При зниженні тиску до 2 кПа температура Т2 зменшується до 17,20С, але підтримання такого низького вакууму проблематичне. Крім того, при зменшенні величини Р2 збільшується об’єм пари і зростають розміри конденсатора. Температура охолоджуючої води обмежена до того ж температурою навколишнього середовища.
Таким чином, нижні параметри стану робочого тіла (води) також обмежені.
Крім ККД, економічність паросилового циклу характеризується питомими витратами пари й кількості теплоти на одиницю роботи відпо-відно d (кг/МДж) і q (кДж/МДж), що визначаються за залежностями
– питомі витрати пари , кг/кДж; (138)
– питомі витрати теплоти , кДж/МДж. (139)
Згідно з ідеальним циклом Ренкіна працюють конденсаційні електростанції (КЕС). Збільшення величини ККД таких станцій досягається за рахунок таких заходів:
Зазначені заходи дають можливість підвищити ККД паросилового циклу на 8-10%, але у реальних конденсаційних електростанціях величина ККД не перевищує 35-40%. При цьому до 50% теплоти витрачається в конденсаторі. Отже, половина теплоти віддається охолоджуючій воді й марно втрачається у навколишньому середовищі.
10.1. Термодинамічні основи теплофікації
Пара у циклі Ренкіна конденсується при температурі 20-350С. Теплота q2 охолоджуючої води в конденсаторі з такою температурою не може бути використаною для виробничих і побутових цілей. Для технологічних потреб промисловості найбільш поширеною є пара з тиском до 20-25 ат, а для опалення будівель – гаряча вода з температурою не нижче ніж 80-850С.
Для використання теплоти q2 необхідно підвищити температуру, а значить, і тиск на виході з турбіни до 0,2 - 0,3 МПа (надлишкових). Такі турбіни працюють із протитиском. Крім генерації електричної енергії, в такому циклі виробляють для зовнішнього споживача теплоту у вигляді гарячої води або пари. Їх отримують у теплофікаційних теплообмінниках, що встановлені на лінії подачі пари з парової турбіни.
Теплові електростанції, на яких здійснюється комбіноване вироблення електроенергії і теплоти, називаються теплоелектроцентралями (ТЕЦ), а турбіни, що використовуються на ТЕЦ, – теплофікаційними.
Підвищення тиску пари на виході із турбіни приводить до зниження розраховуваного перепаду ентальпій на турбіні, зменшення роботи розширення і скорочення вироблення електроенергії. Але за рахунок цього ж підвищення тиску виникає можливість використання теплоти конденсації пари. На ТЕЦ близько 20-25% теплоти, що виділяється при спалюванні палива, перетворюється в електричну енергію, а 55-60% передається для опалення, гарячого водопостачання й виробничих потреб.
На рис. 27 показана схема ТЕЦ із регенеративним теплообмінником для нагрівання конденсату і теплофікаційним теплообмінником для нагрівання води в системі опалення.
Рис 27.Схема ТЕЦ:
1 – паровий котел;
2 – пароперегрівач;
3 – багатоступенева парова тур-біна з відбором пари;
4 – теплофікаційний теплооб- мінник для нагрівання води ;
5 – помпа;
6 – регенеративний підігрівач кон-денсату
Частина водяної пари після проходження першого ступеня турбіни видаляється з неї і подається з тиском 0,5-0,6 МПа в регенеративний тепло-обмінник, де в ході конденсації віддає теплоту конденсатові.
Масова частка пари, що подається в регенеративний теплообмінник, становить g. Турбіна працює з протитиском. Зім’ята пара з турбіни в кількості 1–g надходить у теплофікаційний теплообмінник, де конденсується при тиску P2 > Pбар, віддає теплоту для нагрівання мережної води системи опалення. Охолоджена мережна вода із системи опалення повертається в теплофікацій- ний теплообмінник, що спричиняє процес конденсації пари. Після нагрівання в регенеративному теплообміннику конденсат подається помпою у котел.
Теплофікаційний цикл із регенеративним підігрівачем показаний на рис.28 у T-S - координатах.
Рис. 28. Цикл ТЕЦ у координатах P-υ і T-S
Розглянемо процеси циклу ТЕЦ з одним регенеративним відбором пари:
процес 1-5 адіабатне розширення пари на лопатках першого ступеня
dq = 0 турбіни. Робота розширення пари
S1 = S5 l1-5 = i1 – i5, кДж/кг;
процес 5-2 адіабатне розширення пари на лопатках другого ступеня
dq = 0 парової турбіни. Робота розширення пари
S5 = S2 l5-2 = (i5 – i2)·(1 – g), кДж/кг;
процес 2-3 ізобарно-термічна конденсація пари в теплофікаційно-
P2 = P3 му теплообміннику з передачею теплоти мережній воді
T2 = T3 для опалення
q2 = q2-3 = (i2 – i3)·(1 – g), кДж/кг;
процеси 3-6 адіабатне стискування конденсату в помпах; витратами
і 7-4 роботи на стискування можна знехтувати
dq = 0 l3-6 = υ3·(P6 – P3)·(1 – g) ≈ 0, кДж/кг;
S3 = S6, S7 = S4 l7-4 = υ7·(P4 – P7) ≈ 0, кДж/кг;
процес 6-7 ізобарне нагрівання конденсату в регенеративному
P6 = P7 = P5 теплообміннику за рахунок пари першого відбору. Кількість
теплоти на нагрівання
q6-7 = (i7 – i6)·(1–g), кДж/кг;
процес 5-7 ізобарний процес відведення теплоти від пари першого від-
P5 = P6 = P7 бору до конденсату в регенеративному теплообміннику
q5-7 = (i5 – i7)·g,
q5-7 = q6-7;
процес 4-1 ізобарний процес нагрівання води (4-4′), пароутворення сухої
Р4 = Р1 пари (4′-4") і нагрівання пари (4"-1) у котлі й пароперегрівачі за
рахунок теплоти згорання палива. Кількість затраченої теплоти
q4-1 = q1 = i1 - i4.
Рівняння енергетичного балансу циклу ТЕЦ
q4-1 = l1-5 + l5-2 + q2-3 + l3-6 + l7-4 + q6-7, кДж/кг. (140)
Теплота згорання палива, що підводиться до робочого тіла у циклі, витрачається на виконання роботи розширення, нагрівання мережної води, приведення у дію помп і нагрівання конденсату в регенеративному теплообміннику.
Економічність роботи ТЕЦ визначається коефіцієнтом використання теплоти
, част.од., (141)
де qкор – загальна корисна використана енергія.
Величина qкор уключає роботу розширення пари на лопатках турбіни l0 і теплоту, одержану в теплофікаційному теплообміннику q2,
, част. од (%). (142)
На сучасних ТЕЦ коефіцієнт використання теплоти досягає 70-85%, що значно вище від економічності КЕС.
Для економічної роботи реальної ТЕЦ надзвичайно важливим є збалансованість електричного і теплового навантаження. Якщо кількість і потужність споживачів теплової енергії зменшується, то необхідність у виробленні теплоти на ТЕЦ також знижується, теплота не має попиту. Це призводить до зменшення величини q2-3 і падіння коефіцієнта економічності ТЕЦ.
Комбіноване вироблення теплоти та електроенергії дає можливість відмовитись від будівництва традиційних джерел теплоти для опалення – котелень. Значна одинична потужність парових турбін привела до збільшення одиничних потужностей ТЕЦ. Надмірна централізація систем теплопостачання, що супроводжує теплофікацію, має свої переваги, але їй притаманні й деякі недоліки, що в першу чергу пов’язані зі значною протяжністю теплових мереж від станції до споживачів, а також із експлуатацією теплових мереж.
Крім того, для збільшення ККД циклу необхідно підвищувати параметри пари на вході в турбіну. Але це можливо тільки за умов збільшення тиску пари й обмежене властивостями сталі витримувати значний тиск в умовах високих температур робочого тіла.
Незначна величина критичної температури водяної пари, що складає Ткр=374,150С при достатньо високому тиску Рк=22,1МПа, також обмежує можливості збільшення параметрів робочого тіла на вході в турбіну.
Для можливості підвищення ККД циклу за рахунок збільшення температури робочого тіла доцільно замінити водяну пару як РТ на більш високотемпературне, наприклад, продукти згорання рідкого чи газоподібного палива. Продукти згорання мають значно вищу критичну температуру. При цьому необхідно зберегти водяну пару як робоче тіло на нижньому джерелі теплоти (у конденсаторі), оскільки вода забезпечує можливість підтримувати не дуже низький тиск при нижній температурі циклу (тобто температурі, що близька до температури навколишнього середовища і підтримується у конденсаторі). Надто низький тиск насичення вимагає застосування глибокого вакууму в конденсаторі, що пов’язане з технічними складностями.
Так виникла ідея бінарного теплосилового циклу з комбінованим виробленням теплоти та електроенергії – когенераційного бінарного циклу.
10.2. Когенераційний бінарний цикл
В основу когенераційного циклу покладено спільний цикл теплового двигуна (газової турбіни або ДВЗ) і паросилової установки. Характерним для нього є використання двох робочих тіл – продуктів згорання палива на верхньому джерелі теплоти й водяної пари – на нижньому.
Застосування поршневих ДВЗ рекомендується при незначних одиничних теплових і електричних потужностях споживачів теплоти та електроенергії (до 2-3 МВт). Зменшення одиничної потужності агрегату дає можливість використати принцип комбінованого вироблення тепла й електроенергії для помірно централізованих, децентралізованих і автономних джерел теплоти. За необхідності вироблення більшої кількості теплової та електричної енергії встановлюють газову турбіну.
Принципова схема бінарного когенераційного циклу з газовою і паровою турбіною показана на рис. 29.
Повітря, що необхідне для згорання палива, забирається з атмосфери, стискується у компресорі (5) до тиску в камері згорання газової турбіни Р2. В ізохорному процесі 2-3 до продуктів згорання, що утворюються у процесі згорання палива, підводиться теплота . Адіабатне розширення продуктів згорання на лопатках газової турбіни (1) у процесі 3-4 дає можливість одержати роботу розширення – ; вона використовується для вироблення електричної енергії (16). Відпрацьовані продукти згорання після газової турбіни надходять у котел – утилізатор (6,7), у якому в ході ізобарного процесу 4-1 продукти згоран- ня віддають теплоту конденсату водяної пари, . При цьому конденсат ізобарно нагрівається в утилізаторі (7) до киплячого стану в процесі 10-11, перетворюється в суху пару (ізобарно-ізотермічний процес 11-12) і накопи- чується у парозбірнику (9). Подальше нагрівання сухої пари продуктами згорання приводить до утворення перегрітої пари в ізобарному процесі 12-5 із кінцевими параметрами у т.5 (Р5,Т5,S5).
У подальшому водяна пара адіабатно розширюється на лопатках парової турбіни (2) з одержанням корисної роботи і у процесах 5-6 і 6-7.
Рис. 29. Принципова схема бінарного когенераційного циклу:
1–тепловий двигун (газова турбіна або ДВЗ) ; 2–парова турбіна; 3–камера згорання теплового двигуна; 4–нагрівач повітря для згорання палива; 5–компресор для стискування повітря; 6,7–теплообмінники для утилізації теплоти продуктів згорання з теплового двигуна (котли-утилізатори); 8 – фільтр для очищення продуктів згорання; 9–парозбірник; 10–конденсатор парової турбіни;11–теплофікацій- ний теплообмінник; 12–конденсатні помпи; 13–піковий котел; 14–споживач теплоти (система опалення);15–циркуляційна помпа
Робота розширення пари у турбіні використовується для одержання електроенергії. Частина відпрацьованої пари в кількості „g” відбирається на проміжному відборі турбіни з тиском Р6=0,2÷0,4 МПа, що забезпечує можливість одержання гарячої води з температурою 130÷1500С, і направляється в теплофікаційний теплообмінник (10), де ізобарно конденсується (процес 6-9) та нагріває воду для споживачів теплоти (14). Решта відпрацьованої пари з тиском Р7=3-5 кПа подається в конденсатор (11), де конденсується ізобарно із утратою теплоти у навколишнє середовище .
Конденсат водяної пари з теплофікаційного теплообмінника (10) і конденсатора (11) стискується адіабатно помпами (12) (процеси 8-9 та 9-10) і подається на пароутворення в котлі – утилізаторі (6,7).
Продукти згорання, що віддали теплоту на утворення пари після очищення від шкідливих домішок у (8), видаляються в атмосферу. Описаний вище цикл повторюється багаторазово. Робота, яка витрачається на стиснення повітря у компресорі (5) і конденсату в помпах (12), і , зменшує роботу розширення в паровій та газовій турбінах.
На рис. 30 представлений бінарний цикл комбінованого виробітку теплової й електричної енергії у координатах T-S.
Рис.30. Цикл когенераційної бінарної установки в координатах T-S: – питома кількість теплоти, що підводиться у тепловому двигуні з паливом; – питома кількість теплоти, котра відводиться від тепло- вого двигуна, утилізується для нагрівання води і передається в паро-силовий цикл; , – кількість теплоти, яка відводиться у паросиловому циклі й використовується для нагрівання води в тепло-фікаційному теплообміннику для споживача теплоти; – кількість теплоти, що віддається у конденсаторі парової турбіни охолоджуючій воді та витрачається в навколишнє середовище
Результатна корисна робота циклу визначається за різницею роботи розширення і стискування робочого тіла
= + =( + + ) – ( + + ), кДж/кг,
де і – корисна робота парового й газового циклу, відповідно кДж/кг.
У когенераційному циклі здійснюється багатоступенева система трансформації первинної енергії палива, кінцевою метою якої є максимально можливе застосування потенціалу підведеної теплоти . На першому етапі у тепловому двигуні ця теплота використовується для одержання корисної роботи розширення продуктів згорання і приведення в дію компресора ; у котлах - утилізаторах відпрацьовані продукти згорання нагрівають воду, генерують водяну пару, яка в свою чергу розширюється та виконує корисну роботу в паровій турбіні . Частина теплоти відпрацьованої водяної пари після парової турбіни застосовується для нагрівання води у системі теплоспожи- вання . Друга ж частина теплоти, яка не має попиту у споживачів, відводиться в навколишнє середовище та втрачається (інші виробничі витрати теплоти, як от втрати від нагрітого обладнання в ідеальному циклі, не розглядаються). Подана вище схема багаторазового застосування теплоти дозволяє значно підвищити ефективність її використання і коефіцієнт економічності установки.
Загальні рівняння теплового балансу циклу записуються у вигляді:
– теплота, що підводиться до теплового двигуна установки, витрачається на роботу розширення продуктів згорання і на вироблення їх теплоти, яка відводиться від теплового двигуна,
, кДж/кг; (143)
– теплота, котра відводиться від теплового двигуна циклу з відпрацьованими продуктами згорання палива, не втрачається в навколишнє середовище, а передається паросиловому циклові установки в еквівалентній кількості
, кДж/кг;
– теплота, одержана паросиловим циклом, витрачається на роботу розширен- ня пари у паровій турбіні , на вироблення корисної теплоти для споживачів з урахуванням витрат палива у піковому котлі і на втрати теплоти в навколишнє середовище
, кДж/кг; (144)
– енергія, що підводиться до установки у вигляді теплоти згорання палива у тепловому двигуні і піковому котлі , витрачається на здійснення ко- рисної роботи в паровій та газовій турбінах установки , вироблення необхідної для споживачів кількості теплоти і витрачається в навколишнє середовище у конденсаторі паросилового циклу
, кДж/кг. (145)
Формули для обчислення теплових балансів установки наведені у таблиці 10.
Таблиця 10
Визначення теплоти і роботи для ідеального когенераційного циклу
|
№ про- цесу |
Найменування процесу |
Характеристика процесу |
Залежності для обчислення в кДж/кг водяної пари |
|
|
Роботи l |
Теплоти q |
|||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
1-2 |
Адіабатне стискування повітря в компресорі |
dS=0 S1=const |
(і2 – і1)·mпс |
0 |
|
2-3 |
Ізохорне підведення теплоти у тепловому двигуні |
υ2=const |
0 |
(і2 – і1)·mпс |
|
3-4 |
Адіабатне розширення продуктів згорання у тепловому двигуні |
dS=0 S1=const |
(і3 – і4)·mпс |
0 |
|
4-1 |
Ізобарне відведення теплоти від продуктів згорання до пароси-лового циклу |
P4=const |
P4·( υ4 – υ 1)·mпс P4 в кПа |
(і4 – і1)·mпс |
|
10-11 -12-5 |
Ізобарне підведення теплоти у паросиловому циклі |
P5=const |
— |
і5 – і10 |
|
5-6 |
Адіабатне розширення пари на І ступені парової турбіни |
dS=0 S5=const |
і5 – і6 |
0 |
|
6-7 |
Адіабатне розширення пари на ІІ ступені парової турбіни |
dS=0 S6=const |
(і6 – і7)·(1 – g) |
0 |
|
7-8 |
Ізобарне відведення теплоти в навколишнє середовище у конденсаторі |
P7=const |
— |
(і7 – і8)·(1–g) |
|
8-9 9-10 |
Адіабатне стискування конденсату в помпах |
dS=0 S8=const |
υ8·( P9 – P8)·(1–g) υ9·( P10 – P9)·g |
— |
|
6-9 |
Ізобарна конденсація водяної пари в теплофі-каційному тепло-обміннику |
P6=const |
— |
(і6 – і9)·g |
Коефіцієнт використання теплоти когенераційного бінарного циклу обчислюється за залежністю (146) згідно із другим законом термодинаміки
. (146)
При використанні в якості теплового двигуна ДВЗ одинична потужність установки може бути значно зменшена (до величин електро- та тепло- споживання окремим житловим чи громадським будинком). У такому разі застосування парової турбіни і паросилового циклу стає недоцільним. Водяна пара як робоче тіло не використовується, а продукти згорання ДВЗ безпосередньо нагрівають воду для опалення в теплообміннику. Такі установки автономного комбінованого вироблення електричної і теплової енергії є альтернативою опалювальних котлів та централізованого електропостачання. Установки випускаються вітчизняними й закордонними виробниками у вигляді компактних моноблоків і забезпечують низьку собівартість вироблення електроенергії (у 2-3 рази менше порівняно з існуючими тарифами на електроенергію).
Коефіцієнт використання теплоти такої установки комбінованого вироблення електричної і теплової енергії визначається за залежністю
. (147)
Контрольні запитання
Задачі
№1. Паросилова установка працює за циклом Ренкіна. Початковий стан водяної пари до турбіни Р1=2,0 МПа, t1=300°C. Тиск у конденсаторі Р2=4кПа. Визначити термічний ККД.
Розв’язання
Виконуємо побудову процесу 1–2 адіабатного розширення пари на лопатках турбіни на і - S – діаграмі водяної пари за відомими параметрами точок 1 і 2 (рис. 25). За допомогою діаграми (додаток К) визначаємо ентальпію пари у початковому стані, і1 = 3019 кДж/кг, ентальпію пари на виході з турбіни (т.2), і2 = 2036 кДж/кг і ентальпію конденсату на виході з конденсатора, і3 = 121,4кДж/кг. Величину і3 можна також визначити за таблицями водяної пари або згідно із залежністю (17)
і3 = ск·tз = ск·tн = 4,2·28,98 = 121,4 кДж/кг,
де tн – температура насичення водяної пари при тиску Р2 = 4 кПа у конденсаторі, згідно з таблицями водяної пари tн = 28,98°С.
Термічний ККД циклу Ренкіна визначається за формулою (137)
.
№2. На заводській ТЕЦ установлені дві парові турбіни з протитиском потужністю електричної енергії Nел = 4000 кВт кожна. Уся пара із турбіни направляється на технологічні потреби заводу, звідкіля вона повертається у котельню у вигляді конденсату при температурі насичення. Установка працює за циклом Ренкіна. Параметри пари до турбіни: Р1=35 ата, t1= 435°С; тиск пари після турбіни Р2 =1,2 ата. Термічний ККД парового котла становить ηк=84%, теплота згорання палива QнР=28470 кДж/кг.
Визначити витрати палива на ТЕЦ.
Розв’язання
Із і–S - діаграми знаходимо ентальпії робочого тіла з характерних точок циклу, зображеного на рис .25:
Питомі витрати пари на 1 кВт·год виробленої електроенергії визначаємо за залежністю (138)
.
Годинні витрати пари, що споживаються турбінами, визначаємо за формулою
Д0 = Nел ·d = 4000·2·4,71 = 37680 кг/год.
Установлюємо кількість корисної теплоти, яка буде використовуватись на технологічні потреби заводу з парою, що відбирається після турбіни. Оскільки вся пара з параметрами точки 2 після турбіни направляється на технологічні потреби, а повертається в котельню у вигляді конденсату в т.3, то кількість корисної теплоти визначається як різниця ентальпій у точках 2 і 3 (відповідно до і після ізобарного процесу конденсації пари)
Q = Д0· ( і2 – і3 ) = 37680·(2538 – 439,4) = 79,075·106 кДж/год.
Кількість теплоти, яку необхідно передати від продуктів згорання палива до конденсату для генерації пари у котлі, визначається як для ізобарного процесу 4-1 ( рис. 27)
QТЕЦ = Д0· ( і1 – і3) = 37680 · (3302 – 439,4) = 107,9 · 106 кДж/год.
Витрати палива у котельні ТЕЦ обчислюються за залежністю (11)
.
№3. Для умов попередньої задачі визначити витрати палива при окремому виробленні: електроенергії – на конденсаційній електростанції, що працює за циклом Ренкіна, а теплоти – в паровій котельні.
Кінцевий тиск у конденсаторі прийняти Р2 = 4 кПа.Установити коефіцієнт використання теплоти палива при комбінованому і нарізному виробленні теплової та електричної енергії.
За допомогою і-S-діаграми знаходимо ентальпію пари на виході з турбіни при тиску Р2=4 кПа, і2 = 2092 кДж/кг і ентальпію конденсату на виході з конденсатора і3 = 121,4 кДж/кг.
Питомі витрати водяної пари на турбіну при роботі станції з конденсатором на 1 кВт·год виробленої електроенергії визначаємо за залежністю (138) при новому значенні ентальпії і2
.
Годинні витрати пари на турбіну будуть становити
Д0 = Nел ·d = 8000·2,97 = 23760 кг/год.
Кількість теплоти, що витрачається в котельні для вироблення такої кількості пари
Q1= Д0· ( і1 – і3 ) = 23760· (3302 – 121,4) = 75,57·106 кДж/год.
Витрати палива в паровій котельні для вироблення пари
.
Одержана величина витрат палива на виробництво електроенергії значно менша за одержані у задачі №2 витрати на комбіноване вироблення теплової та електричної енергії, але не враховує необхідності вироблення теплоти.
Кількість теплоти, що необхідно подати споживачам за умов попередньої задачі, становить Q = 79,075 кДж/год.
Додаткові витрати палива у другій котельні визначаються за залежністю
.
Загальні витрати палива в обох котельнях будуть становити
В = В1 + В2 = 3160 + 3306 = 6466 кг/год,
що менше за витрати палива при комбінованому виробленні теплової й електричної енергії на ТЕЦ.
Економія палива на ТЕЦ становить
.
Визначають коефіцієнт використання теплоти палива на ТЕЦ при комбінаційному виробленні теплової та електричної енергії і при різному виробленні: електричної енергії на КЕС, а теплоти – у котельні:
;
.
Таким чином, комбіноване вироблення теплоти і електроенергії на ТЕЦ економічно вигідне і доцільне.
№4. Турбіна потужністю 6000 кВт працює при параметрах пари Р1=3,5 МПа, t1= 435°С, Р2=4 кПа. Для підігрівання живильної води з турбіни відбирається пара при тиску Р5 =0,16 Мпа.
Установити термічний ККД установки, питомі витрати пари й теплоти і збільшення термічного ККД порівняно з такою установкою, що працює без регенеративного підігрівання живильної води.
При розв’язанні задачі доцільно використати побудову циклу, надану на рис. 27, і залежності на сторінках 94 та 95.
Величину відбору g1 визначити з рівняння теплового балансу регенеративного теплообмінника за залежністю
,
де умовні позначення прийняті згідно з рис. 27.
№5. Визначити термічні ККД циклу Ренкіна при переведенні роботи турбіни з параметрами пари Р1=2,9 МПа, t1= 400°С, Р2=4 кПа на параметри Р1=9,0МПа, t1= 480°С, Р2=3 кПа. Проаналізувати причини зміни ККД.
Робота складається із пяти задач, які студент повинен розв’язати, оформити і подати в навчальний заклад для перевірки й захисту. Вибір варіанта завдання здійснюється відповідно до цифр номера залікової книжки студента. Завдання можуть бути використані в ході поточного і підсумкового контролю знань студентів при кредитно - модульній системі організації навчального процесу.
Задача №1
Заміряні за допомогою лічильника витрати природного газу складали Vзам, м³/год, надлишковий тиск газу в лічильнику становив Рзам, ат, а температура +tзам, °С.
Склад газу: СН4 – % об., С2Н6 – 5% об., С3Н8 – 1% об., N2 = 14% об., СО2 – % об. Привести показання лічильника до стандартних умов (tсу=20°С, Рсу=101325 Па); визначити густину газу при тискові і температурі в лічильнику, визначити масові витрати газу в кг/год. Як зміняться показання лічильника при збільшенні температури газу на 5°С і зменшенні тиску на 0,3 ат? Визначити газову сталу для заданого складу газу і парціальний тиск кожного компонента газової суміші.
За трьома, чотирьома точками побудувати графіки залежності приведених до стандартних умов об΄ємних витрат газу від наступних пара- метрів:
за умови незмінних заміряних витрат газу Vзам, вказаних у таблиці 11 згідно завдання.
Визначити витрати сухого природного газу без врахування водяної пари, яка міститься у газі, якщо температура точки роси для газу при вказаному у таблиці тиску становить + 15оС.
Задачу розв’язати з урахуванням коефіцієнта стискуваності газу. Вихідні дані прийняти за табл. 11
Таблиця 11
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Vзам , м³/год |
1000 |
1500 |
2000 |
2500 |
3000 |
3500 |
4000 |
4500 |
5000 |
6000 |
|
Рзам, ат |
10,1 |
11,5 |
9,5 |
8,7 |
9,2 |
8,9 |
10,5 |
11,0 |
7,0 |
6,0 |
|
tзам, °С |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
|
Остання циф-ра номера залі-кової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
СН4, % об |
87 |
88 |
87,5 |
89 |
88,5 |
86 |
86,5 |
85 |
85,5 |
84 |
|
СО2, % об |
3 |
2 |
2,5 |
1 |
1,5 |
4 |
3,5 |
5 |
4,5 |
6 |
Для газового циклу, наведеного нижче, визначити згідно із заданим варіантом невідомі параметри стану основних точок для кожного процесу циклу.
Знайти величину роботи, зміну ентальпії, ентропії, кількості теплоти для кожного процесу циклу, результатну роботу і ККД циклу в цілому.
Визначити годинні витрати теплоти і палива для здійснення циклу. Побудувати цикл на міліметровому папері формату А4 у масштабі у коорди- натах P - V і T - S.Дати рекомендації з підвищення ККД циклу і зменшенню витрат палива на його здійснення.
Витрати робочого тіла (повітря) прийняти у кг/год за номером залікової книжки. Теплоту згорання палива прийняти Qнр = 37000 кДж/кг.
Побудову кожного процесу здійснити по двох – трьох точках. Номер
варіанта циклу прийняти за номером студента згідно із журналом групи.
Задача №3
За допомогою діаграм стану метану показати, яким чином можна в процесі A=Const перевести метан із рідкого стану при тиску Р1 ата та температурі Т1°К у стан сухої пари. У стан перегрітої пари при S2, кДж/кг гр.
Визначити кінцеві параметри перегрітої пари у точці 2, кількість теплоти, роботу, зміну ентальпії, ентропії внутрішньої енергії для такого процесу.
Зобразити на T-S - діаграмі процес адіабатного витікання метану в середовище з тиском Р3 , ата, установити швидкість витікання і масові витрати метану для звужуючого сопла з діаметром d,мм. Виконати аналогічні розрахунки процесу витікання метану через сопло Лаваля.
Подати на T-S - діаграмі побудову процесу дроселювання перегрітої пари метану зі стану т.2 до тиску Р4. Визначити величину диференціального й інтегрального дросель-ефекту. Подати копію T-S - діаграми для метану з показаними процесами адіабатного витікання і ізоентальпного дроселювання.
Вихідні дані прийняти за табл. 12. Вибір варіанта здійснюється згідно з двома останніми цифрами номера залікової книжки.
Таблиця 12
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Процес A=сonst |
P=const |
Т=сonst |
P=const |
Т=const |
P=const |
|||||
|
Тиск Р1, ата |
32,5 |
23 |
19 |
37 |
27 |
16 |
25 |
32,5 |
14,0 |
11,0 |
|
Температура Т1, °К |
180 |
170 |
165 |
185 |
175 |
160 |
172 |
180 |
155 |
150 |
|
Остання циф-ра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Ентропія S2, кДж/кг гр |
1,1 |
1,2 |
1,15 |
1,05 |
1,15 |
1,2 |
1,15 |
1,1 |
1,25 |
1,3 |
|
Тиск Р3 , ата |
10 |
8 |
4 |
20 |
15 |
6 |
6 |
8 |
6 |
6 |
|
Діаметр d, мм |
150 |
160 |
170 |
180 |
190 |
200 |
210 |
220 |
230 |
240 |
|
Тиск після дроселя Р4, ата |
2,0 |
2,0 |
1,0 |
4,0 |
2,5 |
1,0 |
2,0 |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
Задача №4
Для стискування газу з витратами m, кг/с, від тиску Р1, МПа, до Р2, МПа, використовується компресор. Початкова температура газу t1= +10°С, стискування здійснюється за термодинамічним процесом із показником по-літропи n.
Визначити температуру газу в кінці стискування, роботу і потужність на привід компресора, кількість теплоти, яку необхідно відводити від стискуваного газу для здійснення процесу із заданим показником політропи, витрати природного газу з теплотою згорання 38500 кДж/м³ у камері згорання двигуна компресора. ККД двигуна прийняти рівним 40%.
Задачу розв’язати для одноступеневого і багатоступеневого стискування.
Визначити основні показники роботи компресора, якщо внаслідок погіршення роботи системи охолодження кількість теплоти, що відводиться від компресора, зменшиться на 25%. Надати рекомендації з підвищення ефективності роботи компресорів.
Вихідні дані прийняти згідно з табл. 13.
Таблиця 13
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Газ |
повітря |
O2 |
N2 |
CO2 |
CH4 |
C3H8 |
N2 |
O2 |
CH4 |
C3H8 |
|
Тиск Р1, МПа |
0,2 |
0,15 |
0,1 |
0,25 |
0,3 |
0,12 |
0,17 |
0,22 |
0,27 |
0,32 |
|
Остання циф-ра номера за-лікової книжки |
3 |
2 |
1 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Тиск Р2, МПа |
4,0 |
3,2 |
2,6 |
4,5 |
5,2 |
3,0 |
3,6 |
5,0 |
5,8 |
6,0 |
|
Показник політропи, n |
1,2 |
1,1 |
1,0 |
1,3 |
1,4 |
1,15 |
1,25 |
1,35 |
1,45 |
1,5 |
|
Маса газу m, кг/с |
22 |
21 |
20 |
23 |
24 |
25 |
26 |
27 |
28 |
29 |
Задача №5
Визначити кількість теплоти, що необхідна для ізобарного нагрівання m, т/год, суміші нафти і води від температури t1,°С, до температури t2, 40%, маси нагрівної нафти становить вода. Густина нафти 850 кг/м³, густина води 1000 кг/м3, теплоємність нафти Сн=1,6 кДж/кгּгр, теплоємність води Св=1 ккал/кгּгр. При розв’язанні задачі врахувати, що у ході нагрівання частина нафти, масовий % якої становить П % мас., перетвориться в пароподібну фазу. Масова частка води, яка випаровується у ході нагрівання суміші становить 10 % мас. Величину прихованої теплоти пароутворення нафти прийняти r=321 кДж/кг, а
води – 2436 кДж/кг.
Скласти заходи зі зменшення пароутворення компонентів суміші.
Визначити витрати природного газу для нагрівання суміші нафти і води за умови, що ККД підігрівача становить 45%. Теплоту згорання природного газу приймати 8800 ккал/нм³.
Вихідні дані прийняти згідно з табл.14.
Таблиця 14
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Маса суміші m, т/год |
50 |
60 |
70 |
55 |
65 |
75 |
52 |
62 |
72 |
80 |
|
Початкова темпе-ратура t1, °С |
10 |
11 |
12 |
9 |
8 |
7 |
13 |
12 |
10 |
11 |
|
Остання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Кінцева темпе-ратура t2, °С |
83 |
85 |
84 |
82 |
81 |
80 |
79 |
83 |
84 |
85 |
|
Частка парової фази П, % мас. |
5,0 |
5,5 |
6,0 |
4,5 |
4,0 |
3,5 |
3,0 |
7,0 |
7,5 |
8,0 |
Задача №6
Початковий стан повітря характеризується такими параметрами: тиск Р1=745 мм рт.ст., температура t1,°С, відносна вологість φ1, %.
При постійному тиску повітря нагрівається у калорифері до температури t2,°С, а потім адіабатно охолоджується до температури t3,°С.
Визначити:
- температуру точки роси і температуру мокрого термометра для початкового стану повітря;
- кількість теплоти для нагрівання 1 кг і Мп, кг/год, повітря у калорифері;
- витрати сухої насиченої водяної пари з тиском 0,3 МПа, яку необхідно подати в калорифер для нагрівання повітря;
- кількість вологи, котра виділяється при охолодженні 1 кг і Мп, кг/год, повітря;
- кількість теплоти, яку потрібно відвести від 1 кг і Мп, кг/год, повітря при його охолодженні.
Надати пропозиції щодо повернення стану повітря після охолоджувача
(т.3) у початковий стан (т.1).
Як зміняться витрати сухої насиченої водяної пари для нагрівання повітря у калорифері, якщо тиск водяної пари збільшити до 1,0 МПа?
Задачу розв’язати за допомогою i-d -діаграми стану повітря(додаток 5). Вихідні дані прийняти за табл. 15.
Таблиця 16
|
Передостання циф-ра номера заліко-вої книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Температура до калорифера t1,°С |
+5 |
+6 |
+7 |
+9 |
+10 |
+8 |
+11 |
+12 |
+4 |
+3 |
Відносна вологістьφ1, %. |
90 |
80 |
70 |
60 |
50 |
95 |
85 |
75 |
40 |
50 |
|
Остання цифра но-мера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Температура після калорифера t2,°С |
+31 |
+40 |
+44 |
+39 |
+36 |
+35 |
+40 |
+25 |
+36 |
+30 |
|
Температура після охолоджувача t3,°С |
+8 |
+14 |
+10 |
+11 |
+12 |
+13 |
+16 |
+11 |
+12 |
+10 |
|
Витрати повітря Мп, тис. кг/год |
5,0 |
4,0 |
6,0 |
5,5 |
4,5 |
6,5 |
7,0 |
7,5 |
8,0 |
10,0 |
Задача №7
Цикл ТЕЦ здійснюється з одним відбором пари з турбіни при тиску Р5, МПа (абсолютний тиск). Пара відбору використовується для регенеративного нагрівання живильної води парового котла у підігрівачах до температури t7,°С. Розширення пари у турбіні здійснюється до тиску в теплофікаційному теплообміннику Р2, МПа (надлишковий тиск).
Параметри перегрітої пари перед турбіною Р1, МПа, t1, °C. Масова частка пари, що відбирається з турбіни, становить g1, част.од.
Визначити коефіцієнт використання теплоти для вказаної схеми роботи ТЕЦ, питомі витрати пари і теплоти.
Побудова процесів циклу представлена у координатах і-S і T-S на рис.27, а принципова схема ТЕЦ – на рис.26. Розрахунки проілюструвати побудовою процесів на міліметровому папері формату А4 у координатах і-S. Задачу розв’язати за допомогою і-S -діаграм водяної пари ( додаток 6).
Надати рекомендації з підвищення ефективності роботи ТЕЦ і збільшення коефіцієнта використання теплоти.
Вихідні дані для розв’язання задачі прийняти з табл.16.
Таблиця 16
|
Передостання ци-фра номера залі-кової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Температура після регенеративного підігрівача t7,°С |
212 |
191 |
207 |
204 |
201 |
198 |
195 |
191 |
221 |
219 |
|
Тиск перегрітої пари до турбіни Р1, МПа |
6,0 |
10,0 |
12,0 |
9,0 |
8,0 |
7,0 |
7,5 |
6,5 |
8,5 |
9,5 |
|
Температура пере-грітої пари t1, °C |
650 |
600 |
550 |
500 |
450 |
400 |
350 |
370 |
420 |
470 |
|
Остання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Частка пари відбору g1, част.од. |
0,1 |
0,11 |
0,12 |
0,13 |
0,14 |
0,15 |
0,16 |
0,17 |
0,18 |
0,19 |
|
Тиск пари в теплофікаційному теплообміннику Р2, МПа |
0,25 |
0,3 |
0,35 |
0,4 |
0,27 |
0,32 |
0,37 |
0,45 |
0,42 |
0,47 |
Задача №8
Когенераційна установка для комбінованого вироблення електроенергії й теплоти включає тепловий дизельний двигун, що працює за ідеальним циклом Дизеля потужністю N, кВт, електрогенератор і теплофікаційний теплообмінник, у який поступають відпрацьовані продукти згорання після двигуна, нагрівають воду для потреб опалення.
Температура нагрітої води після теплообмінника у системі опалення: tг,°C, зворотної води, після системи опалення, перед теплообмінником t0, °C.
Паливо для двигуна має теплоту згорання 37000 кДж/кг. Цикл Дизеля у P-V і T-S- координатах показаний на рис.16.
Відомі такі параметри циклу: абсолютний тиск: Р1, МПа, Р2, МПа, температури: t1, °C, t3, °C.
Визначити:
Ізобарну середню теплоємність продуктів згорання прийняти як таку, що не залежить від температури й дорівнює Сmр = 1,35 кДж/кг·гр. Масу 1 кмоля продуктів згорання прийняти рівною 32 кг/1 кмоль, коефіцієнт адіабати k = 1,4.
Вихідні дані для вирішення задачі прийняти згідно з таблицею 17.
Таблиця 17
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Потужність двигуна N, кВт |
100 |
120 |
140 |
150 |
160 |
170 |
180 |
190 |
200 |
210 |
|
Температура гарячої води t2,°С |
80 |
82 |
84 |
86 |
88 |
81 |
83 |
85 |
87 |
89 |
|
Температура зворотної води t0,°С |
60 |
62 |
64 |
66 |
68 |
61 |
63 |
65 |
67 |
69 |
|
Остання цифра но-мера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Тиск Р1, МПа |
0,11 |
0,12 |
0,13 |
0,11 |
0,12 |
|||||
|
Тиск Р2, МПа |
1,4 |
1,45 |
1,5 |
1,55 |
1,6 |
1,65 |
1,7 |
1,75 |
1,8 |
1,85 |
|
Температура t1, °С |
60 |
62 |
64 |
66 |
68 |
70 |
71 |
72 |
63 |
65 |
|
Температура t3, °С |
800 |
820 |
840 |
810 |
830 |
850 |
860 |
870 |
825 |
845 |
Задача №9
Для компресорної установки фреонової холодильної машини холодопродуктивністю Q2, кВт, визначити:
1) холодильний коефіцієнт;
2) питому холодопродуктивність q2;
3) зовнішню роботу, що витрачається на 1 кг холодоагенту, і необхідну теоретичну й дійсну потужність компресора установки;
4) годинні і секундні витрати холодоагенту;
5) показник сухості фреону перед випаровувачем;
6) кількість теплоти, що виділяється від 1 кг холодоагенту у конденсаторі.
При розрахунках абсолютний тиск у випаровувачі прийняти Р2, МПа, в конденсаторі переохолодження конденсату відсутнє, у випаровувачі холодо-агент перетворюється в суху насичену пару, тиск у конденсаторі Р1, МПа.
Задачу розв’язати за допомогою діаграми lg P-і для R-22 (додаток 4) Вихідні дані прийняти згідно з табл.18 за передостанньою і останньою цифрами номера залікової книжки. Привести побудову циклу холодильної машини у координатах lg P-і.
Таблиця 18
|
Передостання цифра номера |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Холодопродуктивність Q2, кВт |
50 |
60 |
70 |
80 |
90 |
55 |
65 |
75 |
85 |
95 |
|
Тиск у випаровувачі, Р2, МПа |
0,12 |
0,15 |
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,6 |
0,5 |
0,4 |
0,3 |
|
Остання цифра номера |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Тиск у конденсаторі Р1, МПа |
1,2 |
1,3 |
1,4 |
1,5 |
1,6 |
1,7 |
1,8 |
1,9 |
2,0 |
1,8 |
Задача 10
У резервуарі, заповненому газом, підтримується початковий тиск Р1, МПа, і температура t1, °С.
Визначити швидкість витікання, об’ємні й масові витрати газу через отвір площею F, мм², у резервуарі при значеннях тиску в зовнішньому середовищі Р2 = 9, Р2 = 7, Р2 = 5, Р2 = 3 ата і при Р2 = Ркр.
На основі розрахунків побудувати графіки зміни швидкості витікання, об’ємних та масових витрат залежно від тиску в зовнішньому середовищі. Коефіцієнт φ прийняти 0,7, вихідні дані прийняти згідно з табл. 19.
Таблиця 19
|
Передостання цифра номера залікової книжки |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Газ |
повітря |
СН4 |
С3Н8 |
О2 |
N2 |
СО2 |
СН4 |
С3Н8 |
О2 |
СО2 |
|
Тиск Р1, ата |
9,7 |
9,5 |
9,4 |
9,3 |
9,6 |
9,65 |
9,55 |
9,45 |
9,35 |
9,25 |
|
Остання циф-ра номера за-лікової книжки |
5 |
1 |
2 |
3 |
4 |
6 |
7 |
8 |
9 |
0 |
|
Температура t1, °С |
14 |
10 |
11 |
12 |
13 |
15 |
16 |
17 |
18 |
19 |
|
Площа пере-тину отвору F, мм² |
90 |
100 |
50 |
70 |
80 |
110 |
140 |
160 |
180 |
200 |