В связи с этим определяем энтальпию  рабочего агента на выходе паров из компрессора.

;

      Определяем  удельный расход тепла на единицу  расхода рабочего тела в теплообменных аппаратах теплонасосной установки.

      а) Тепло, подводимое к хладону в  испарителе q_o согласно схеме цикла, рисунок 1.

q_o = i₁ – i₅   кДж/кг;

q_o = 677 - 485 = 192 кДж/кг;

      б) Тепло, отводимое к теплоносителю  в конденсаторе

q_кд = i₂ – i₃   кДж/кг;

q_кд = 770,4 – 502 = 268,4 кДж/кг;

      в) Тепло, отводимое в переохладителе ПО хладона к теплоносителю отопительной системы

      q_по = i₃ – i₄   кДж/кг;

      q_по = 502 – 485 = 17 кДж/кг;

      г) Проверяем баланс тепла установки  по формуле

q = l_b + q_o = q_кд + q_по + q_км ;

q = 93,4+192 = 268,4+17 = 285,4 кДж/кг;

но  т.к. при отсутствии внешнего охлаждения q_км = 0, то уравнение выглядит так.

где q_кд, q_по, q_км – удельные расходы (отвод) теплоты в конденсаторе, переохладителе,

компрессоре на единицу расхода рабочего агента (кДж/кг).

      При этом следует иметь в виду, что  если отсутствует внешнее охлаждение компрессора, то q_км = 0.

      Далее определяем расход хладона (рабочего тела) в цикле, расчетную нагрузку отдельных аппаратов установки, электрическую мощность компрессора и энергетические показатели теплонасосной установки.

      а) Рассчитываем массовый расход рабочего агента при циркуляции  в системе  установки по уравнению:

      

, кг/с;

      

      б) Рассчитываем объемную производительность компрессора ТНУ по уравнению

V_км = G

V₁   м³/с;

V_км = 2,80

0,41 = 1,15 м³/с;

      в) Определяем тепловую нагрузку на испаритель ТНУ по уравнению

Q_исп = G

q_o        кВт

Q_исп = 2,80

192 = 537,6   кВт;

      г) Определяем тепловую нагрузку переохладителя

Q_по = G

q_по         кВт

Q_по = 2,80

17 = 47,6  кВт;

      Рассчитываем  удельный расход энергии на единицу  полученного тепла Э_тн ТНУ по уравнению

      

где q = q_о + (l_а/h_i);

    h_эм - электромеханический КПД системы компрессор-приводной электродвигатель.

      Рассчитываем  электромеханический КПД h_эм по уравнению

h_эм = h_эд h_км;

где h_эд = КПД приводного эл. двигателя, может быть (от 0,85 до 0,92), принимаем 0,9;

    h_км = механический КПД компрессора на практике известно h_км составляет от 0,93 до 0,97, принимаем 0,97.

h_эм = 0,9*0,97 =0 ,873;

;

      Определяем  электрическую мощность компрессора  для ТНУ

N_э = Э_тн Q_b  кВт;

где Э_тн = удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла ТН;

    Q_b – теплопроизводительность ТНУ, кВт.

N_э =0 ,375

800 = 300  кВт;

      Определяем  коэффициент трансформации тепла m по уравнению

;

;

    В виду того, что разность температур (t_н1 - t_н2) и (t_в1 - t_в2) невелики, а температуры низкого источника тепла t_н и высокого близки к температуре окружающей среды t_ос, то среднюю температуру источников тепла можно определить как среднее арифметическое значение этих температур, т.е., среднее значение температуры нижнего источника тепла составит

;

;

А средняя температура  верхнего источника тепла равна

;

    После определения средних температур, определяем удельный расход электрической энергии в цикле по уравнению

;

;

Полный КПД  теплонасосной установки составит по уравнению 

 

;

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Расчет рабочих показателей компрессора ТНУ

 

   Расчет  компрессора производится по следующим  показателям:

- по объему, описываемому поршнем;

- по холодопроизводительности.

Холодопроизводительностью называют количество теплоты, которое холодильная машина отнимает от охлаждаемой среды в единицу времени, называется

1. Удельная массовая холодопроизводительность:

2. Действительная  масса всасываемого пара:

3. Действительная  объемная подача:

 - удельный объем всасываемого  пара

4. Индикаторный  коэффициент подачи:

 - объемный коэффициент – учитывает  объем потери, вызванной обратным  расширением пара;

 - учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением клапанов. 

P₀ и Р_К определяются по точкам. 

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

    Для аммиачных компрессоров n = 1,1, для хладоновых n = 1,0.

     Относительная величина вредного пространства в зависимости от размеров и типа компрессора изменяется в пределах С₀ = 0,02 – 0,08.  
 
 
 
 
 

 

5. Коэффициент невидимых потерь – учитывает  потери, вызванные теплообменом.

6. Коэффициент подачи:

7. Теоретическая объемная подача:

V_Д – действительная подача

 

8. Удельная  объемная холодопроизводительность в  рабочих условиях:

 

9. Удельная  объемная холодопроизводительность при  номинальных условиях:

 

10) Коэффициент  подачи в номинальных условиях:

Номинальные условия для одноступенчатых компрессоров:

t_{0 Н} = -15 ⁰C,  p_{0 Н} = 0,038 МПа

t_{к Н}  = +30 ⁰C, p_{0 Н} = 0,22 МПа

 
 

11) Номинальная  холодопроизводительность:

 

12) В теоретическом  процессе сжатие пара совершается  адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается адиабатической мощностью:

 

13) Индикаторный  коэффициент полезного действия:

β – эмпирический коэффициент.

Для аммиачных  машин:

крейцпкофные       β = 0,002

бескрецпкофные    β = 0,001 

Для хладоновых машин:  β = 0,0025

14) Индикаторная  мощность:

15) Мощность трения:

Р_ТР – удельное давление трения

Р_ТР = 49-69 кПа – для аммиачных бескрейцкопфных прямоточных,

Р_ТР = 49-69 кПа – для хладоновых прямоточных,