Исследование режимов работы судовой системы комфортного кондиционирования воздуха (летний и зимний режимы кондиционирования)

Задача. Центральная рециркуляционная высоконапорная система комфортного кондиционирования воздуха ССККВ спроектирована и работает при следующих параметрах окружающей среды: t _н.в. = 35^оC, φ _н.в. = 70% и t _э.в. = 30^оC. В кондиционируемых помещениях поддерживается температура воздуха t _п. = 24^оC при относительной влажности φ _п. = 60%. Коэффициент рециркуляции k_р = 0, 6. Как изменится (%) теоретическая мощность и холодильный коэффициент холодильной установки кондиционера, а также количество влаги, выпадающей на поверхности воздухоохладителя в секунду, минуту, час и, наконец, в сутки, если перейти: а) на 100% рециркуляцию, б) на прямоточную систему кондиционирования. Теплопритоки в кондиционируемые помещения равны Q _п = 20 кВт. Уклон процесса тепловлагоассимиляции ε _л = 30∙ 10³ кДж/кг влаги.

 

Решение:

1. Определяем энтальпию и влагосодержание наружного воздуха (точка Н)

Задано: t_{н.в .}= 35º C, Определяем H_н.в. = 99 кДж/(кг с.в.)

φ _н.в. = 70%.. d_н.в. = 25 г вл._./кг с.в.

2. Определяем энтальпию и влагосодержание воздуха кондиционируемых помещений (точка П)

Задано: t_п = 24º C, Определяем H_п = 52, 4 кДж/кг с.в.

φ _п = 60%. d_н.в. = 11, 2 г вл./кг с.в.

3. Задаётся подогревом воздуха в коридорах и воздуховодах в интервале значений ∆ t _в.в.=1…3º C в зависимости от длины воздуховодов между центральным кондиционером и кондиционируемыми помещениями. Поскольку в условии задачи ничего по этому поводу не сказано, принимаем среднюю длину воздуховодов, тогда ∆ t _в.в. = 2º C. С точки «П» вертикально вверх по d = idem откладываем 2º C, получаем точку «К». Процесс П-К характеризует нагрев воздуха в коридорах и воздуховодах по пути к центральному кондиционеру.

H _к = 54, 3 кДж/кг с.в. d _к. = d _{п .}= 11, 2 г вл./кг с.в.

 

Рис.1. Цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере с рециркуляцией воздуха (летний режим кондиционирования)

4. Соединяем точки «Н» и «К» прямой линией. Делим полученный отрезок прямой Н-К на 10 частей. Шесть частей откладываем (отсчитываем) от точки «Н», получаем точку «С», то есть, удовлетворяем заданной в условии задачи степени рециркуляции, к_р = 0, 6.

5. Из точки «С» откладываем вверх по линии d = idem нагрев воздуха в вентиляторе: ∆ t _э.в. = 1…3º C, (в зависимости от давления воздуха в воздуховодах СКВ: низконапорная, средненапорная или высоконапорная). Так как в условии задачи задана высоконапорная СКВ, то принимаем ∆ t _эв = 3º C. Отложив это значение ∆ t _эв, получаем точку 1, соответствующую входу воздуха в воздухоохладитель. Определяем параметры воздуха в этой точке:

H ₁ = 76 кДж/кг с.в. d ₁ = 17, 0 г вл. /кг с.в.

6. Через точку «П» проводим заданный уклон процесса тепловлагоассимиляции ε _л = 30∙ 10³ кДж/кг вл.

· Для этого произвольно принимаем ∆ d _х = 1-3 г вл._./кг с.в.. Принимаем ∆ d _х = 1 г вл._./кг с.в., тогда

∆ H _х = ε ∙ ∆ d _х = 30∙ 10³∙ 1∙ 10^-3 = 30 кДж_./кг с.в.

· Определяем параметры вспомогательной точки «Х»

H _х= H _п + ∆ H _х = 52, 4 + 30 = 82, 4 кДж_./кг с.в.

d _х= d _{п .}+ ∆ d _х = 11, 2 + 1 = 12, 2 г вл./кг с.в.

На пересечении изолиний H _х и d _х = idem, определяем положение вспомогательной точки «Х». Через точки «Х» и «П» проводим прямую до пересечения с φ = 100%. Получаем точку F.

Через точки 1 и «F» (или любую другую точку, лежащую левее точки F) проводим прямую. На образовавшемся угле 1FХ строим треугольник, проведя между сторонами 1F и FХ вертикальную линию длиной ∆ t _вв, то есть ∆ t _вв = 2º C. Точка пересечения этой вертикальной линии со стороной 1F, обозначенная на рис.1 цифрой 2, является точкой выхода воздуха из воздухоохладителя, а её параметры: H ₂ = 43, 5 кДж/кг с.в. и d ₂ = 11 г вл. /кг с.в. характеризуют соответствующее состояние воздуха. Точка пересечения этой вертикальной линии с прямой ПF, является точкой входа (подачи) воздуха в кондиционируемые помещения 3, а её параметры: H ₃ = 45, 5 кДж/кг с.в. и d ₃= d ₂=11 г вл. /кг с.в., также характеризуют соответствующее состояние воздуха.

Итак, цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере при соответствующей системе кондиционирования построен. Теперь рассчитываем характеристики процессов, образующих этот цикл:

— количество воздуха, которое необходимо подавать в кондиционируемые помещения для тепловлагоассимиляции:

М _в = Q _пр/(H _п – H ₃) = 20/(52, 4 – 45, 5) = 2, 8986 кг/с

— холодопроизводительность холодильной машины, обслуживающей ССККВ:

Q _о= М _в (H ₁ – H ₂) = 2, 8986· (76 – 43, 5) = 94, 2 кВт.

— количество влаги, выпадающей на поверхности воздухоохладителя в секунду, минуту, час и, наконец, в сутки

D _вл = М _в (d ₁ – d ₂) = 2, 8986· (17, 0 – 11, 0) = 17, 3916 г вл./с = 1, 0435 кг вл./мин = 62, 61 кг вл./час = 1, 5026 т вл./сутки.

Переходим к расчёту холодильной машины, обслуживающей кондиционер

1.Выбираем в качестве хладагента холодильной машины, обслуживающей кондиционер, R22.

2. Определяем температуру конденсации пара хладагента:

t _к = t _з/в + ∆ t _к = 30º C + (5…8)º C = 36º C

3. Определяем температуру кипения хладагента:

t _и = t _вв – ∆ t _и = 15, 8 – (8…10) = 6º C,

где t _вв — температура воздуха на выходе из воздухоохладителя (определяется из цикла тепловлажностной обработки воздуха в СКВ), то есть температура в точке 2;

∆ t _и — разность температур между охлаждаемым воздухом и кипящим хладагентом: при непосредственной системе охлаждения ∆ t _и = (8…10)º C.

4. По найденным температурам и таблице в состоянии насыщения используемого хладагента (R22) определяем:

— давление конденсации хладагента

p _к = ƒ (t _к) = 1, 387 МПа

— давление кипения (испарения) хладагента

p _и=ƒ (t _и) = 0, 6027 МПа

Рассчитываем отношение давлений конденсации и испарения π = р _к/ р _и = 2, 3 < 8, поэтому принимаем простой одноступенчатый холодильный цикл c непосредственной системой охлаждения (рис.2).

 

Рис.2. Теоретический цикл одноступенчатой холодильной установки, обслуживающей кондиционер.

Термодинамические свойства хладагента в точке 1 определяем по температуре кипения t _и = 6º C, используя таблицы свойств R22 в состоянии насыщения:

h ₁=307, 57 кДж/кг; s₁=307, 57 кДж/(кг∙ К); υ ₁=0, 03908 м³/кг;

Термодинамические свойства хладагента в точке 2 определяем из условия: s ₂ = s ₁ = 1, 7400 кДж/(кг∙ К); и р ₂ = р _к = ƒ (t _к) = 1, 387 МПа=~14 бар.

Точка 2 находится в области перегретого пара на пересечении изобары р ₂=14 бар и изоэнтропы s ₂ = 1, 74 кДж/(кг∙ К). По lgp, h диаграмме определяем энтальпию перегретого пара в этой точке: h ₂ = 327, 5 кДж/кг.

По таблицам свойств R22 в состоянии насыщения в зависимости от температуры (давления) конденсации определяем энтальпию в точке 4, а учитывая условие дросселирования h ₅ = h ₄ , получаем h ₅ = 144, 07 кДж/кг.

Тогда холодильный коэффициент:

ε = q ₀/ l _цикл = (h ₁ – h ₅)/(h ₂ – h ₁) = (306, 57 – 144, 07)/(327, 5 – 306, 57) = 7, 76

где q ₀ = h ₁ – h ₅ = 306, 57 – 144, 07 = 162, 5 кДж/кг — удельная массовая холодопроизводительность;

l _цикл = h ₂ – h ₁ = 327, 5 – 306, 57 = 20, 93 кДж/кг — удельная работа сжатия пара хладагента, затрачиваемая компрессором.

Теоретическая мощность:

N _Т = М _ха∙ l _цикл = 0, 5441∙ 20, 93 = 11, 388 кВт,

где М _ха — расход хладагента через компрессор

М _ха = Q ₀/ q ₀ = 88, 41/162, 5 = 0, 5441 кг/с

 

Рассмотрим вариант 100% рециркуляции приточного воздуха

К 100%-ой рециркуляции приточного воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, переходят в том случае, когда наружный воздух загрязнён пылью (например, на соседнем причале разгружается цементовоз), либо имеет неприятный запах (разгружается скотовоз). Правда, не исключается и такое «дикое» обоснование, как экономия топлива.

В этом случае точкой забора воздуха в воздухоохладитель будет точка «К», имеющая в рассматриваемом случае энтальпию Н _к = 54, 3 кДж/кг с.в. и влагосодержание d _к = 11, 2 г вл. /кг с.в. При этом температура поверхности воздухоохладителя, как и коэффициент охлаждения воздуха в воздухоохладителе практически не изменяются. Следовательно, температура приточного воздуха, подаваемого в помещение, также не изменится (во всяком случае, определить такие изменения с помощью H, d диаграммы не возможно). Однако холодопотребность СКВ изменится:

Q₀^* = М _в · (Н _к – Н ₂) = 2, 8986 (54, 3 – 43, 5) = 31, 30 кВт

То есть холодопотребность ССККВ при 100% рециркуляции уменьшилась более чем в 3 раза по сравнению с 60% рециркуляцией.

Пренебрегаем изменением температуры воздуха на выходе из воздухоохладителя, поэтому холодильный коэффициент ε холодильной установки, обслуживающей СКВ, не изменится. Мощность холодильной машины, обслуживающей СКВ, изменится, поскольку изменилась холодопотребность СКВ:

N _Т^* = М^*· l _цикл = 0, 1926· 20, 93 = 4, 0311 кВт,

где М* изменившийся расход хладагента через компрессор

М^* = Q ₀^*/ q ₀=31, 30/162, 5 = 0, 1926 кг/с

Вывод: при переходе на 100%-ную рециркуляцию приточного воздуха мощность холодильной установки уменьшилась более чем в 2, 8 раза!

 

Теперь рассмотрим вариант прямоточной системы кондиционирования. Переход к прямоточной системе кондиционирования обуславливается рядом причин. Например, на судне один из членов экипажа заболел свиным гриппом.

В этом случае в кондиционер подаётся чистый наружный воздух с параметрами точки Н. Естественно, при этом изменится холодопотребность системы кондиционирования:

Q ₀^** = М _в· (Н _н – Н ₂) = 2, 8986· (99 – 43, 5) = 160, 87 кВт

Тогда мощность, потребляемая холодильной машиной, также изменится.

N _Т^** = М ^**· l _цикл = 0, 99· 20, 93 = 20, 72 кВт;

где М^** изменившийся расход хладагента через компрессор

М^** = Q ₀/ q ₀ = 160, 87/162, 5 = 0, 99 кг/с

Следовательно, мощность холодильной установки по сравнению с 60% рециркуляцией увеличилась более чем в 1, 8 раза!

Общий вывод: переход ССККВ на 100% рециркуляцию приводит к уменьшению мощности холодильной установки почти в три раза, но при этом ухудшается качество приточного воздуха, подаваемого в помещения.

В то же время, переход на прямоточную систему кондиционирования вызывает повышение потребляемой мощности почти в два раза, но при этом улучшается качество приточного воздуха.

Второй вариант модульной задачи (зимний режим кондиционирования)

Условия задачи. Центральная рециркуляционная средненапорная ССККВ спроектирована и работает при следующих параметрах окружающей среды: t _н.в. = –20^оC, φ _н.в. = 70%. В кондиционируемых помещениях поддерживается температура воздуха t_п. = 20^оC при относительной влажности φ _п. = 50%. Коэффициент рециркуляции k_р = 0, 5. Как изменится (в %) тепловая мощность нагревательных элементов и количество пара, расходуемого на увлажнение приточного воздуха, если перейти: а) на 100% рециркуляцию, б) на прямоточную систему кондиционирования. Суммарные теплопотери кондиционируемых помещений равны Q _п = –20 кВт. Уклон процесса тепловлагоассимиляции ε _з = –5∙ 10³ кДж/кг вл.

Рис.3. Цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере при зимнем режиме кондиционирования

Решение:

1. Определяем энтальпию и влагосодержание наружного воздуха (точка Н)

Задано: t_{н.в .}= –20º C, Определяем H_н.в. = –19 кДж/(кг с.в.)

φ _н.в. = 70%. d_н.в. = 0, 5 г вл._./кг с.в.

2. Определяем энтальпию и влагосодержание воздуха в кондиционируемых помещениях (точка П)

Задано: t_п = 20º C, Определяем H_п = 38, 8 кДж/кг с.в.

φ _п = 50%. d_п. = 7, 3 г вл./кг с.в.

3. Задаётся охлаждением воздуха в воздуховодах в интервалах значений ∆ t _в.в.=1…3º C в зависимости от длины воздуховодов. Принимаем среднюю длину воздуховодов, тогда ∆ t _в.в. = 2º C. С точки «П» опускаемся вертикально вниз по d = idem на 2º C, получаем точку «К». Процесс П-К характеризует охлаждение воздуха в коридорах и воздуховодах по пути рециркуляционного воздуха к центральному кондиционеру.

H _к = 36, 8 кДж/кг с.в. d _к. = d _{п .}= 7, 3 г вл./кг с.в.

4. Определяем параметры воздуха после первого подогревателя (наружный воздух при зимнем режиме кондиционирования перед смешением с рециркуляционным подогревается в первом подогревателе до 12…15º C). Принимаем 15º C, тогда энтальпия и влагосодержание наружного воздуха после первого подогревателя (точка 1):

H ₁ = 16, 4 кДж/кг с.в. d ₁ = d _{н .}= 0, 5 г вл./кг с.в.

5. Соединяем точки «1» и «К» прямой линией. Делим полученный отрезок прямой 1-К пополам, получаем точку «С», то есть, удовлетворяем заданной в условии задачи — степени рециркуляции, к_р = 0, 5. От точки «С» откладываем вверх по линии d = idem нагрев воздуха в вентиляторе: ∆ t _э.в. = 1…3º C, (в зависимости от давления воздуха в воздуховодах СКВ (различают низконапорную, средненапорную и высоконапорную системы кондиционирования, соответственно принимают значение ∆ t _э.в). Так как по условию задачи задана средненапорная СКВ, то ∆ t _эв = 2º C. Отложив ∆ t _эв, получаем точку 2, соответствующую подаче воздуха в воздухоувлажнитель. Определяем параметры воздуха в этой точке:

H ₂ = 28, 8 кДж/кг с.в. d ₂ = 4, 0 г вл. /кг с.в.

5. Через точку «П» проводим заданный уклон процесса тепловлагоассимиляции ε _з = –5∙ 10³ кДж/кг вл.

· Для этого произвольно принимаем ∆ d _х = 1-3 г вл._./кг с.в., тогда

∆ H _х = ε ∙ ∆ d _х = –5∙ 10³∙ 1∙ 10^-3 = –5 кДж_./кг с.в.

· Тогда параметры вспомогательной точки «Х»

∆ H _х = H _п + ∆ H _х = 38, 8 – 5 = 33, 8 кДж_./кг с.в.

d _х = d _{п .}+ ∆ d _х = 7, 3 + 1 = 8, 3 г вл./кг с.в.

На пересечении изолиний H _х и d _х = idem, определяем положение вспомогательной точки «Х». Через точки «Х» и «П» проводим прямую до пересечения с изотермами 40…50º C (тем самым провели заданный уклон процесса тепловлагоассимиляции в зимнем режиме кондиционирования).

6. Задаёмся температурой приточного воздуха, подаваемого в помещения, в интервале значений 30…40º C. Принимаем 35º C, тогда на пересечении изотермы 35º C с линий уклона процесса тепловлагоассимиляции П-Х получаем точку 3 (точка подачи приточного воздуха в кондиционируемые помещения). Энтальпия и влагосодержание приточного воздуха:

H ₃ = 48, 2 кДж/кг с.в. d ₃ = 5, 2 г вл. /кг с.в

7. От точки 3 по d = idem откладываем вверх отрезок прямой, равный отрезку П-К, получаем точку 4 (выход воздуха из второго воздухоподогревателя). Процесс 3-4 — охлаждение воздуха в воздуховодах при его движении от центрального кондиционера к кондиционируемым помещениям. Итак, энтальпия и влагосодержание воздуха, выходящего из второго воздухоподогревателя

H ₄ = 50, 2 кДж/кг с.в. d ₄ = 5, 2 г вл. /кг с.в

8. Через точки 4 и 3 по d = idem проводим прямую линию до пересечения с изотермой, проходящей через точку 2. Получаем точку 5, соответствующую выходу воздуха из воздухоувлажнителя и входу его во второй воздухоподогреватель. Тогда процесс 2-5 соответствует увлажнению воздуха паром, а процесс 5-4 — чистому нагреву воздуха во втором воздухоподогревателе. Тогда энтальпия и влагосодержание воздуха в точке 5

H ₅ = 32, 0 кДж/кг с.в. d ₅ = 5, 2 г вл. /кг с.в

Итак, цикл тепловлажностной обработки воздуха в центральном кондиционере и соответствующей системы кондиционирования при зимнем режиме кондиционирования построен.

Теперь рассчитываем характеристики процессов, образующих этот цикл:

— количество приточного воздуха, которое необходимо подавать в кондиционируемые помещения для тепловлагоассимиляции:

М _в = Q _пот/(H _п – H ₃) = –20/(38, 8 – 48, 2) = 2, 1277 кг/с

— тепловая мощность нагревательных элементов, обслуживающих ССККВ:

Q _н.э.= М _в {(1 – к _р)· (H ₁ – H _н) + (Н ₄ – Н ₅)} = 2, 1277· {(1 – 0, 5)· (16, 4 – (–19)) + (50, 2 – 32, 0)} = 76, 38 кВт.

— количество пара, которое необходимо подавать в воздухоувлажнитель в единицу времени: в секунду, минуту, час и, наконец, в сутки

D _пара = М _в (d ₅ – d ₂) = 2, 1277· (5, 2 – 4, 0) = 2, 553 г пара/с = 0, 1532 кг/мин = 9, 1917 кг/час = 0, 2206 т/сутки.

Рассмотрим вариант 100% рециркуляции приточного воздуха

К 100%-ой рециркуляции приточного воздуха, подаваемого в кондиционируемые помещения, переходят в том случае, когда наружный воздух загрязнён пылью (например, на соседнем причале разгружается цементовоз), либо имеет неприятный запах (например, разгружается скотовоз).

В этом случае точкой забора воздуха в воздухоподогреватель будет точка «К», характеризуемая в рассматриваемом случае следующими значениями энтальпии и влагосодержания

Н _к = 36, 8 кДж/кг с.в. и d _к = 7, 3 г вл. /кг с.в..

При этом приточный воздух необходимо нагревать от температуры 18 º C (точка К) до температуры 37º C (точка 4'). Значение энтальпии в точке 4' Н _4' = 56, 0 кДж/кг с.в.

Рассчитываем характеристики процессов, образующих этот модифицированный цикл:

— тепловая мощность нагревательных элементов, обслуживающих ССККВ в этом режиме кондиционирования:

Q _н.э.= М _в (H _4' – H _к) = 2, 1277· (56, 0 – 36, 8)} = 40, 85 кВт.

— количество влаги, которое необходимо отводить от рециркуляционного воздуха в единицу времени: в секунду, минуту, час и, наконец, в сутки

D _влаги = М _в (d _4' – d ₄)= 2, 1277· (7, 3 – 5, 2) = 4, 4682 г пара/с = 0, 2681 кг/мин = 16, 085 кг/час = 0, 38605 т/сутки.

Вывод: потребляемая тепловая мощность нагревательных элементов при работе ССККВ в зимнем режиме кондиционирования при 100% рециркуляции уменьшилась более чем в 1, 8 раза по сравнению с 50% рециркуляцией. Однако при этом надо устанавливать абсорбционный осушитель воздуха.

Теперь рассмотрим вариант прямоточной системы кондиционирования (например, на судне один из членов экипажа заболел свиным гриппом). В этом случае для тепловлажностной обработки забирается чистый наружный воздух с параметрами точки Н, который нагревается последовательно в двух воздухоподогревателях до состояния точки 4''. Значения энтальпии и влагосодержания в точке 4''

Н _4'' = 38, 5 кДж/кг с.в. и d _4'' = 0, 5 г вл. /кг с.в..

Учитывая, что на участке 3 ''- 4 '' нагрев воздуха происходит за счет его сжатия в вентиляторе, то фактически нагрев воздуха в этом режиме кондиционирования осуществляется на участке Н - 3 ''.

Тогда

— тепловая мощность нагревательных элементов, обслуживающих ССККВ в этом режиме кондиционирования:

Q _н.э.= М _в (H _3'' – H _н) = 2, 1277· {36, 5 – (–19)} = 118, 09 кВт.

— количество влаги, которое необходимо подводить к приточному воздуху в единицу времени: в секунду, минуту, час и, наконец, в сутки

D _влаги = М _в (d ₄ – d _4'') = 2, 1277· (5, 2 – 0, 5) = 10, 0000 г пара/с = 0, 6000 кг/мин = 36, 000 кг/час = 0, 8640 т/сутки.

Вывод: потребляемая тепловая мощность нагревательных элементов при работе СКВ в зимнем режиме кондиционирования по прямоточной системе кондиционирования увеличилась более чем в 1, 5 раза по сравнению с 50% рециркуляцией. Кроме того при этом надо устанавливать более мощный (в 2, 2 раза) парогенератор для увлажнения приточного воздуха.

Общий вывод:

Перевод СКВ на 100% рециркуляцию при зимнем режиме кондиционирования приводит к уменьшению потребляемой тепловой мощности нагревательных элементов более чем в 1, 8 раза, но при этом ухудшается качество приточного воздуха, подаваемого в помещения.

Переход на прямоточную систему кондиционирования вызывает повышение потребляемой тепловой мощности нагревательных элементов более чем 1, 5 раза, но улучшается качество приточного воздуха. К тому же при этом надо устанавливать более мощный (в 2, 2 раза) парогенератор (кипятильник) для увлажнения приточного воздуха паром более высоких параметров.

 

Практическая работа № 7