3.4. 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 .}= 35ºC, 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 = 24ºC, 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…3ºC 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. = 2ºC. С точки «П» вертикально вверх по d = idem откладываем 2ºC, 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…3ºC, (в зависимости от давления воздуха в воздуховодах СКВ: низконапорная, средненапорная или высоконапорная). Так как в условии задачи задана высоконапорная СКВ, то принимаем ∆t_эв = 3ºC. Отложив это значение ∆t_эв, получаем точку 1, соответствующую входу воздуха в воздухоохладитель. Определяем параметры воздуха в этой точке:

H₁ = 76 кДж/кг с.в. d₁ = 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 = 2ºC. Точка пересечения этой вертикальной линии со стороной 1F, обозначенная на рис.1 цифрой 2, является точкой выхода воздуха из воздухоохладителя, а её параметры: H₂ = 43,5 кДж/кг с.в. и d₂ = 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: H₃ = 45,5 кДж/кг с.в. и d₃= d₂=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 – H₃) = 20/(52,4 – 45,5) = 2,8986 кг/с

— холодопроизводительность холодильной машины, обслуживающей ССККВ:

Q_о= М_в (H₁ – H₂) = 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 (d₁ – d₂) = 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 = 30ºC + (5…8)ºC = 36ºC

3. Определяем температуру кипения хладагента:

t_и = t_вв – ∆t_и = 15,8 – (8…10) = 6ºC,

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)ºC.

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 = 6ºC, используя таблицы свойств R22 в состоянии насыщения:

h₁=307,57 кДж/кг; s₁=307,57 кДж/(кг∙К); υ₁=0,03908 м³/кг;

Термодинамические свойства хладагента в точке 2 определяем из условия: s₂ = s₁ = 1,7400 кДж/(кг∙К); и р₂ = р_к = ƒ(t_к) = 1,387 МПа=~14 бар.

Точка 2 находится в области перегретого пара на пересечении изобары р₂=14 бар и изоэнтропы s₂ = 1,74 кДж/(кг∙К). По lgp,h диаграмме определяем энтальпию перегретого пара в этой точке: h₂ = 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 h₅ = h₄ , получаем h₅ = 144,07 кДж/кг.

Тогда холодильный коэффициент:

ε=q₀/ l_цикл = (h₁ – h₅)/(h₂ – h₁) = (306,57 – 144,07)/(327,5 – 306,57) = 7,76

где q₀ = h₁ – h₅ = 306,57 – 144,07 = 162,5 кДж/кг — удельная массовая холодопроизводительность;

l_цикл = h₂ – h₁ = 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 = Q₀/q₀ = 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 – Н₂) = 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^* = Q₀^*/q₀=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:

Q₀^** = М_в·(Н_н – Н₂) = 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^** = Q₀/q₀ = 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.