Характеристик отдельных элементов систем утилизации теплоты

Для предварительной оценки производительности опреснительной установки может быть использована формула

G = 2 + 0,003N_e. (3.1)

Максимальная производительность утилизационной опреснительной установки, работающей на охлаждающей воде главного двигателя определяется следующим образом.

Количество теплоты, необходимой для получения 1 кг дистиллята в одноступенчатой установке с испарителем кипящего типа равно

, (3.2)

где m – коэффициент продувки, равный отношению количества питательной воды к производительности опреснителя;

- температуры забортной воды соответственно на входе в испаритель и на выходе из него, С;

r – скрытая теплота парообразования, кДж/кг;

с_р –теплоемкость забортной воды, кДж/(кг·К) при температуре ;

η − коэффициент, учитывающий потери тепла установкой в окружающую среду (0,98).

Максимально возможная производительность опреснительной установки

, (3.3)

где q_охл − относительная величина потерь теплоты с охлаждающей водой внутреннего контура;

g_e − удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт·ч).

Холодопроизводительность компрессорной холодильной машины, может быть определена по следующей формуле

, (3.4)

ψ_г – коэффициент использования теплоты с выпускными газами (в случае применения водяного пара в утилизационной установке может быть принят равным 0,5 ÷ 0,6, а при использовании фреонов 0,53 ÷ 0,65;

ξ − тепловой коэффициент холодильной поршневой компрессорной машины, равен 0,60 ÷ 0,70 при положительных температурах кипения холодильного агента и 0,40 ÷ 0,50 – при отрицательных температурах

Количество теплоты, необходимой для работы холодильной машины заданной холодопроизводительности, определяется по следующей формуле

. (3.5)

По итогам выполненных расчетов студент выполняет анализ полученных результатов, на основании которого производится выбор теоретической схемы системы утилизации теплоты.

Студент должен выбрать направление использование ВЭР на судне, обосновать свой выбор и, по согласованию с руководителем курсовой работы, выполнить анализ существующих схем утилизации теплоты (не менее шести). По результатам сравнительного анализа (критерии оценки студен выбирает самостоятельно) должна быть предложена структурно-функциональная схема утилизации теплоты.

В качестве базовых могут использоваться структурно-функциональные схемы, рассмотренные в [6] и представленные в прил. 5.

Рисунки схем должны быть четкими, содержать подрисуночные надписи и ссылки на первоисточники (которые должны быть указаны в списке литературы).

В тексте пояснительной записки необходимо привести описание действия всех рассматриваемых систем утилизации теплоты.

По итогам выполненных расчетов студент выполняет анализ полученных результатов, на основании которого производится выбор теоретической схемы системы утилизации теплоты.

Студент должен выбрать направление использования ВЭР на судне, обосновать свой выбор и, по согласованию с руководителем курсовой работы, выполнить анализ существующих схем утилизации теплоты (не менее шести). По результатам сравнительного анализа (критерии оценки студен выбирает самостоятельно) должна быть предложена структурно-функциональная схема утилизации теплоты.

В качестве базовых могут использоваться структурно-функциональные схемы, рассмотренные в [4] и представленные в прил. 5. Для удобства нумерация рисунков соответствует [4].

Рисунки схем должны быть четкими, содержать подрисуночные надписи и ссылки на первоисточники (которые должны быть указаны в списке литературы).

В тексте пояснительной записки необходимо привести описание действия всех рассматриваемых систем утилизации теплоты.

Схемы СУТ с тепловыми насосами могут быть применены на судах для повышения температурного уровня теплоты во вторичном контуре системы охлаждения дизелей. Полученная высокопотенциальная теплота может быть использована в системе теплоснабжения судна или для полу­чения электроэнергии в турбогенераторе.

Тепловые насосы, как и холодильные установки, работают по обрат­ным циклам, подразделяются, в основном, на компрессорные и абсорбци­онные.

На рис. 3.1 и 3.2 представлены принципиальная схема и идеальный цикл компрессорного теплового насоса, работающего по обратному циклу Ренкина.

Рис. 3.1. Схема парокомпрессорного теплового насоса

Компрессор 1 адиабатически сжимает пар − рабочее тело до давле­нии р_конд, соответствующего температуре Т₂. В конденсаторе 2 первоначально перегретый пар охлаждается до насыщенного состояния, затем конденсируется, отда­вая теплоту q_в потребителю. Из конденсатора жидкость поступает к редук­ционному клапану 3, где происходит снижение давления до р_исп. Образовавшийся в результате дросселирования влажный пар направ-

Рис. 3.2. Идеальный цикл теплового насоса

ляется в испаритель 4, где, испаряясь, отнимает теплоту q_н от источника теплоты низ­кой температуры.

Термодинамическая эффективность теплового насоса характеризует­ся коэффициентом трансформации μ (называемым иногда отопительным коэффициентом ψ)

, (3.6)

где q_н − подведенная теплота низкого потенциала;

q_в − теплота высокого потенциала, отданная потребителю; | l_к | − работа, затраченная на привод компрессора; e − холодильный коэффициент (показатель эффективности для холо­дильных установок).

Для цикла, представленного на рис. 3.2, коэффициент трансформации теплоты запишется как

, (3.7)

где i₁, i₂, i₃ - энтальпии пара и жидкости в характерных точках цикла.

Таким образом, коэффициент трансформации теплоты численно ра­нен количеству единиц теплоты, отдаваемых потребителю, на единицу затраченной энергии.

Энергетическая целесообразность применения теплового насоса по сравнению с котлом, работающем на жидком топливе, может быть доказа­на совместным решение уравнений количества полезной теплоты. Расход энергии на тепловой насос будет меньше, чем на вспомогательный котел,

> . (3.8)

Принимая КПД котельной установки h_к.у = 0,78 ÷ 0,82, а КПД дизеля h_е = 0,35 ÷ 0,40, получаем, что тепловой насос может дать экономию топ­лива при условии μ ≥ 2,0 ÷ 2,5.

Приближенный расчет коэффициента трансформации теплоты мож­но произвести по формуле:

, (3.9)

где φ_е − коэффициент, учитывающий все потери при передаче теплоты от одного источника к другому (φ_е > 0,5 ÷ 0,65);

μ_к - коэффициент трансформации теплоты обратного цикла Карно.

Расчетами установлено, что применение установок с компрессорны­ми тепловыми насосами оправдано на нефтеналивных судах, а с абсорбци­онными − на сухогрузных судах большой мощности.

Поиск по сайту: