Испаритель паровой компрессионной холодильной машины показанной на рис 66 обозначен цифрой

Теоретический цикл Карно в идеальной паровой компрессионной холодильной машине

В компрессионных холодильных машинах хладагент совершает круговыенеобратимые процессы (циклы). На осуществление холодильных циклов затрачивается внешняя энергия. Такие циклы называют обратными, в отличие от прямых циклов энергетических двигателей, предназначенных для производства работы за счёт внешней энергии.

Идеальным обратным холодильным циклом является теоретический цикл Карно. В нём принято, что процессы протекают в области влажного пара хладагента при постоянных температурах охлаждаемой и окружающей сред и идеальном теплообмене между ними и хладагентом. Теоретический цикл Карно может быть реализован только идеальной паровой компрессионной холодильной машиной. Принципиальная схема этой машины из четырёх основных элементов (испарителя, компрессора, конденсатора и расширителя) показана на рисунке 4.13, а термодинамические процессы цикла Карно – на Т, s-диаграмме согласно рисунку 4.14.

Рисунок 4.13 – Принципиальная схема идеальной одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины:

1, 2, 3, 4 – точки характеризующие термодинамические процессы теоретического цикла Карно
в элементах идеальной холодильной машины по Т, s –диаграмме

Цикл осуществляется в области влажного пара между пограничными кривыми кипения (соответствует влажному насыщенному пару, когда его сухость c=0) и конденсации (соответствует сухому насыщенному пару, его сухость c=1). Он представлен двумя адиабатами (1–2) и (3–4) и двумя изотермами-изобарами (4–1) и (2–3).

Изотермический процесс 4–1 (он же изобарный) протекает в испарителе машины, являясь основным. Здесь к хладагенту подводится тепло от охлаждаемой среды q_о. Хладагент при давлении р_о и температуре Т_о кипит и переходит из состояния жидкости в состояние насыщенного пара. Количество теплоты q_о, принятое хладагентом в испарителе, называется массовой теоретической холодопроизводительностью и определяется площадью прямоугольника (4–1–s_1,2–s_3,4).

Рисунок 4.14 – Т, s-диаграмма теоретического цикла Карно

Адиабатические процессы сжатия (1–2) в компрессоре и расширения (3–4) в расширителе (детандере) происходят без теплообмена с внешней средой, т. е. при постоянной энтропии s, а температура хладагента Т соответственно повышается и понижается. На это затрачивается механическая работа l, определяемая областью прямоугольника (1–2–3–4).

Сжатые до давления р_к пары хладагента конденсируются в конденсаторе машины при температуре Т_к по изобаре (2–3), одновременно являющейся изотермой, и переходят из состояния насыщенного пара в жидкость, которая после адиабатического расширения (3–4) кипит по изобаре-изотерме (4–1) и снова переходит в состояние насыщенного пара.

При расширении давление хладагента понижается до Р_о, а температура – до Т_о. Работа, затраченная на реализацию обратного цикла Карно, превратилась в теплоту, которая передалась хладагенту. Поэтому от хладагента в окружающую среду передаётся теплота q_к, которую называют нагрузкой на конденсатор:

Выражение (4.16) характеризует тепловой баланс теоретического цикла.

Холодильный коэффициент x, определяемый отношением массовой теоретической холодопроизводительности q_о к затраченной удельной механической энергии l, у цикла Карно имеет наивысшее значение:

Очевидно, что x определяется величинами Т_ки Т_о. Он возрастает при увеличении Т_о или уменьшении Т_к, т. е. при уменьшении затрачиваемой механической работы.

Теоретический цикл Карно в области влажного пара является наиболее экономичным. Однако идеальную паровую холодильную машину трудно осуществить из-за конструктивных сложностей реализации расширителя и потерь при всасывании влажного пара. Поэтому схему, близкую к циклу Карно, применяют только в газовых компрессионных холодильных машинах, где нет отмеченных проблем.

Рассмотренная здесь идеальная паровая компрессионная холодильная машина имеет одну ступень сжатия хладагента. Поэтому её называют одноступенчатой.

4.4.2 Реальная одноступенчатая паровая компрессионная
холодильная машина

В этой холодильной машине вместо расширителя применён терморегулирующий (дросселирующий) вентиль (ТРВ), а процесс адиабатического сжатия хладагента осуществляется в области сухого (чаще перегретого) пара. Принципиальная схема такой холодильной машины показана на рисунке 4.15.

Контур рабочего тела замкнут и герметичен. В нём циркулирует определённое количество хладагента, который в испарителе и конденсаторе изменяет своё агрегатное состояние.

Рисунок 4.15 – Принципиальная схема реальной одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины

В испарителе жидкий хладагент кипит за счёт теплоты q_о, отводимой от охлаждаемого груза. При этом его давление p_о неизменно вследствие материального баланса процессов образования пара из жидкости и его отсоса компрессором. Неизменна и температура кипения хладагента t_о. Она ниже температуры груза t_г на некоторую экономически оправданную величину, °C: t_о = t_г – (10. 12).

Компрессор засасывает и сжимает пары хладагента до высокого давления p_к, разогревая их за счёт затраты механической энергии l. Он может быть поршневым, лопаточным, винтовым и т. д. Горячий пар отдаёт теплоту q = q_о + l во внешнюю среду в конденсаторе, сохраняя в процессе сжижения постоянные значения p_к и t_к. При этом температура конденсации паров хладагента всегда выше температуры окружающей среды t_н даже в наиболее тяжёлых условиях максимумов наружных температур, °C: t_к = t_н + (12. 15).

Жидкий хладагент далее снижает своё давление и температуру до значений p_о и t_о в терморегулирующем вентиле (ТРВ), частично при этом испаряясь. Полный же переход жидкости в пар происходит в испарителе. Этим самым начинается новый цикл в непрерывном процессе работы холодильной машины.

Однако наибольшее распространение получила диаграмма с координатами log p-i (рисунок 4.17). Удобство диаграммы состоит в том, что отрезки по оси i между характерными точками цикла определяют изменение состояния хладагента под действием соответствующего количества внешней теплоты или механической энергии. Логарифмическая шкала давлений применяется для удобства пользования диаграммой из-за многократных изменений давления в цикле.

На диаграмме показаны две пограничные кривые сухости паров хладагента: c=0 и c=1, которые соответствуют линиям кипения и конденсации паров. Обе пограничные линии вверху диаграммы сходятся в критической точке. Левая пограничная кривая отделяет область влажного пара от области переохлаждённой жидкости, а правая – от области перегретого пара.

– изотермический (он же изобарический) процесс кипения паров хладагента в испарителе (4–1′);

– изобарический перегрев паров в испарителе (1’–1);

– адиабатическое сжатие паров хладагента в компрессоре (1–2) — ;

– изобарическое охлаждение перегретых паров хладагента в конденсаторе до температуры конденсации (2–2′);

– изотермический (он же изобарический) процесс конденсации паров хладагента в конденсаторе (2’–3′);

– изобарическое переохлаждение жидкого хладагента в конденсаторе (3’–3);

– изоэнтальпный процесс дросселирования жидкого хладагента в ТРВ (3–4).

В схему одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины могут включаться дополнительные элементы, повышающие надёжность работы основных её узлов:

– перегреватель пара или отделитель жидкости перед компрессором, которые обеспечивают защиту компрессора от эрозионных явлений;

– переохладитель жидкости, исключающий присутствие в потоке пузырьков пара, которые снижают устойчивость рабочего процесса в дросселирующем вентиле;

– ресивер-сосуд для хранения жидкого хладагента при консервации или транспортировке машины;

– фильтр или грязеуловитель, очищающий хладагент от примесей, ухудшающих его термодинамические свойства;

– прессостат-терморегулятор для поддержания нужного давления хладагента в испарителе машины;

– термостаты систем защиты, сигнализации, автоматического регулирования процессов;

– электромагнитные вентили и обратные клапаны на трубопроводах.

4.4.3 Реальная двухступенчатая паровая компрессионная
холодильная машина

Мощность одноступенчатой холодильной машины позволяет получить температуру в охлаждаемой среде до минус 20 °C при максимальных значениях температуры наружного воздуха 35 °С. Во многих случаях требуется обеспечивать в грузовых помещениях транспортных и складских рефрижераторных модулях более низкие температуры или эксплуатировать их при очень высоких наружных температурах. К тому же одноступенчатая холодильная машина эффективно работает при отношениях давлений конденсации и кипения хладагента р_к/р_о £ 8.

Для получения температур кипения хладагента ниже минус 30 °С или для отвода тепла в окружающую среду, имеющую очень высокую температуру, необходимо соответственно понизить р_о или повысить р_к, т. е. ещё больше увеличить отношение р_к/р_о. Отмеченное обусловливает применение многоступенчатых машин. Коэффициент x многоступенчатой холодильной машины может достигать более высоких значений за счёт введения охлаждения пара между ступенями, что приводит к снижению его удельного объёма и, следовательно, затрат механической энергии на сжатие.

Двухступенчатое сжатие можно осуществить либо в двух отдельных компрессорах (низкого и высокого давления), либо в одном двухступенчатом компрессоре с цилиндрами низкого и высокого давления. В зависимости от степени охлаждения паров хладагента после первой ступени различают три схемы: с полным (до состояния насыщения) и неполным промежуточным охлаждением, а также без промежуточного охлаждения.

На рисунке 4.18 рассмотрена принципиальная схема работы двухступенчатой холодильной машины с фреоновым хладагентом и полным промежуточным охлаждением. Эта машина получила наибольшее распространение в НХЦ. Она может переключаться в режим одноступенчатого сжатия. Здесь легко выделить две взаимосвязанные (областью промежуточного давления) холодильные машины. В контуре низкого давления 1–2–7–8 пары хладагента из испарителя отсасываются компрессором низкого давления (КНД) и сжимаются до промежуточного давления p_пр. Перегретые пары направляются в промежуточный сосуд (ПС), где конденсируются при прямом контакте (барботаже) с жидким хладагентом, имеющим температуру t_пр. Далее при прохождении терморегулирующего вентиля низкой ступени (ТРВН) давление и температура жидкости снижаются до p_о и t_о, затем в испарителе хладагент кипит, забирая теплоту от охлаждаемого воздуха.

В контуре высокого давления 3–4–5–6 роль испарителя выполняет промежуточный сосуд, где сосредоточено некоторое количество жидкого хладагента, кипящего при давлении p_пр за счёт теплоты перегрева паров в контуре 1–2–7–8. В промежуточном сосуде происходит гравитационная сепарация жидкой и газообразной фаз вещества с образованием уровня. Компрессор высокого давления (КВД) отсасывает пары из верхней части сосуда, сжимает до давления p_к, одновременно разогревая их до высокой температурыt_к, достаточной для самопроизвольного сброса теплоты цикла в окружающую среду.

Сжиженный в конденсаторе высокого давления хладагент далее проходит через терморегулирующий (дросселирующий) вентиль ТРВВ, где его параметры снижаются до значений p_пр, t_пр. Контур 3–4–5–6 замыкается на промежуточном сосуде, входящем также в состав контура 1–2–7–8.

Рисунок 4.18 – Принципиальная схема реальной двухступенчатой
паровой компрессионной холодильной машины:

1, 2, 3, 4 – точки, характеризующие термодинамические процессы теоретического цикла Карно
в элементах двухступенчатой холодильной машины по р, i –диаграмме; КНД – компрессор
низкого давления; КВД – компрессор высокого давления; И – испаритель; ПС – промежуточный сосуд; К – конденсатор; ТРВН – терморегулирующий вентиль низкой ступени; ТРВВ – то же,
высокой ступени; ЗВ₁,ЗВ₂, ЗВ₃, ЗВ₄ – запорные вентили для переключения системы
в режим одноступенчатого сжатия

Верхнее p_к и нижнее p_о давления определяются, также как и в одноконтурной схеме, требуемыми значениями температур конденсации t_к и кипения t_о. Промежуточное же давление может быть произвольным, но его оптимальное значение находится из условия равенства степеней сжатия в компрессорах низкого и высокого давления, т. е.

Для придания гибкости при изменении условий работы в схеме устанавливают систему запорных вентилей. Так при работе с двухступенчатым сжатием вентили ЗВ₁ и ЗВ₄ на обводных линиях закрыты, а остальные открыты. В случае необходимости схема допускает переход на одноступенчатый режим, для чего вентили ЗВ₂ и ЗВ₃ закрывают, а остальные открывают, отключая промежуточный сосуд и компрессор высокого давления.

– изотермический (он же изобарический) процесс кипения паров хладагента в испарителе (8–1′);

– изобарический перегрев паров в испарителе (1’–1);

– адиабатическое сжатие паров хладагента в компрессоре низкого давления (1–2);

– изобарическое снятие перегрева паров хладагента в промежуточном сосуде (2–3);

– адиабатическое сжатие насыщенного пара, отсасываемого из промежуточного сосуда компрессором высокого давления (3–4);

– изобарическое охлаждение перегретых паров хладагента в конденсаторе до температуры конденсации (4–4′);

– изотермический (он же изобарический) процесс конденсации паров хладагента в конденсаторе (4’–5′);

– изобарическое переохлаждение жидкого хладагента в конденсаторе (5’–5);

– изоэнтальпный процесс дросселирования жидкого хладагента в терморегулирующем вентиле высокой ступени (5–6);

– изотермический (он же изобарический) процесс испарения потока хладагента, циркулирующего в контуре высокого давления, за счёт снятия перегрева и конденсации паров контура низкого давления, протекающий в промежуточном сосуде (3–6);

– отделение жидкости от пара в промежуточном сосуде (6–7);

– изоэнтальпный процесс дросселирования жидкого хладагента в терморегулирующем вентиле низкой ступени (7–8).

Тепловой баланс двухступенчатой паровой компрессионной холодильной машины имеет вид:

где q_к – теплота, выделяемая хладагентом в конденсаторе; q_и – то же, потребляемая хладагентом в испарителе; q_кнд – работа компрессора низкого давления; q_квд – то же, высокого давления.

Переход на одноступенчатую схему приводит к следующим изменениям цикла холодильной машины:

– исчезают процессы 3–4 и 2–7;

– процесс сжатия протекает только в компрессоре низкого давления (КНД) по линии 1–10;

– процесс дросселирования жидкости протекает в терморегулирующем вентиле низкой ступени (ТРВН) по линии 5–9.

Из анализа T, s-диаграммы можно было бы наглядно установить величину экономии работы при двухступенчатом сжатии. На диаграмме lg p-i (см. рис. 4.19) виден и другой проигрыш одноступенчатой схемы – в холодопроизводительности (отрезок 1–8 больше, чем 1–9). Существенно снижается, при наличии промежуточного охлаждения, температура паров хладагента как на входе во вторую ступень, так и в конце работы сжатия. Это упрощает проблему смазки трущихся частей компрессора. В схеме с промежуточным давлением заметно возрастает подача хладагента компрессором, что означает пропорциональное увеличение холодопроизводительности.

Число ступеней сжатия в холодильных машинах может быть больше двух. Выбор их числа основывается на технико-экономическом анализе.

Источник

Испаритель паровой компрессионной холодильной машины показанной на рис 66 обозначен цифрой

2.1. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ ЦИКЛ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Для непрерывного охлаждения машинными способами помимо охлаждаемого тела и приемника теплоты требуется третье тело, переносящее теплоту от первого ко второму. Это третье тело называется рабочим телом или холодильным агентом.

Холодильный агент, претерпевая ряд изменений, должен возвращаться в первоначальное состояние, непрерывно участвуя в круговом процессе, или цикле. Подобный цикл называется термодинамическим.

В отличие от прямого цикла (цикл тепловой машины), когда работа производится при переходе теплоты от более нагретого тела к менее нагретому, круговой процесс, в котором для передачи теплоты от менее нагретого тела к более нагретому необходимо подводить энергию (или теплоту), называется обратным циклом. Различают три вида обратного цикла (рис. 2):

Если при осуществлении процессов, образующих обратный цикл, у взаимодействующих тел не наблюдаются остаточные изменения, т.е. эти процессы обратимы, то и обратный цикл обратим. На осуществление обратимого цикла требуется минимум работы или теплоты, поэтому он является эталоном. Обратимый холодильный цикл 1–2–3–4, приведенный на рис. 2, показан на S–Т – диаграмме, где S – энтропия; Т – абсолютная температура.

Энтропия S – это отношение ничтожно малого количества теплоты Δq, сообщенной телу (или отнятой у него) в процессе изменения его агрегатного состояния, к абсолютной температуре Т, при которой происходит это приращение теплоты, т.е. S = Δq / Т (Дж/К). Энтропию в тепловых процессах можно рассматривать как термический заряд, который не меняется в идеализированных обратимых циклах.

Ris 2

Рис. 2. Обратные циклы Карно

Как видно из рис. 2, цикл должен состоять из двух изотермических и двух адиабатических процессов. Такой цикл называется циклом Карно. При этом холодильный агент должен получать теплоту от охлаждаемого тела и передавать ее окружающей среде при постоянных температурах. Температуры холодильного агента и окружающей среды должны отличаться друг от друга на бесконечно малую величину, так как разность температур необходима для осуществления теплообмена.

Точно так же обмен работой между холодильным агентом и окружающей средой должен происходить при бесконечно малой разности давлений.

2.2. РАСЧЕТ ЦИКЛА ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

В изотермическом процессе 4–1 (см. рис. 2) каждый килограмм циркулирующего холодильного агента получает от охлаждаемого тела теплоту д₀, которая называется удельной массовой холодопроизводительностью холодильного агента, выражается площадью а–4–1–b и равенством

В адиабатическом процессе 1–2 при затрате работы /к холодильный агент сжимается и его температура повышается от Т_н до Т_ос. В изотермическом процессе 2–3 каждый килограмм циркулирующего холодильного агента отдает окружающей среде теплоту q, измеряемую площадью а–3–2–b:

В заключительном адиабатическом процессе 3– 4 холодильный агент расширяется с получением l_K, в результате температура его понижается с Т_ос до Т_н.

Работа l превращается в теплоту, подводимую к холодильному агенту, и определяется как разность работ: работы l_к, затраченной на сжатие холодильного агента, и работы l_р, полученной при его расширении:

В соответствии с первым началом термодинамики сумма энергии, подведенной к холодильному агенту, должна быть равна сумме энергии, отведенной от него:

В S–T—диаграмме работа цикла выражается площадью 1–2– 3–4.

Отношение теплоты, полученной холодильным агентом от охлаждаемого тела q₀, к работе цикла l называется холодильным коэффициентом, который характеризует эффективность осуществления холодильного цикла:

С учетом равенств (1) и (2) холодильный коэффициент можно выразить через температуры:

Из этого следует, что при температуре окружающей среды Т_ос затраты работы на единицу отведенной теплоты будут тем больше, чем ниже температура Т_н. Совокупность технических устройств, обеспечивающих осуществление холодильного цикла, называется холодильной машиной.

Обратимый цикл теплового насоса также может быть представлен циклом Карно 5–6–7–8 (см. рис. 2).

В этом случае теплота q₀, полученная 1 кг холодильного агента от окружающей среды, соответствует площади с–8–5–d, а теплота q_b, отданная телу с высокой температурой Тв, выражается площадью с–7–6–d.

Эффективность цикла теплового насоса определяется отношением полученной теплоты к затраченной работе:

или через температуру:

Это отношение называется коэффициентом преобразования теплоты μ.

Как следует из этого выражения, величина μ всегда больше единицы. Это свидетельствует о том, что с энергетической точки зрения для отопления целесообразно применять цикл теплового насоса, а не электрический нагреватель. Но при этом надо учитывать, что стоимость холодильного оборудования выше, чем теплового.

Работа комбинированного обратного цикла соответствует площади 9– 10–11–12, а отведенная от охлаждаемого тела теплота – площади е–12–9–f. По такому циклу могут работать машины, одновременно охлаждающие (например, пищевые продукты) и нагревающие (воду или воздух) для технологических либо бытовых целей.

В случаях, когда температура охлаждаемого тела переменна, а окружающей среды постоянна, надо иметь в виду, что холодильный коэффициент цикла Карно будет меньше, чем холодильный коэффициент соответствующего обратного цикла при неизменной температуре охлаждаемого тела.

Реальные циклы необратимы вследствие необратимости действительных процессов, происходящих при их осуществлении: теплообмена при конечной разности температур, расширения и сжатия при наличии трения, дросселирования.

Термодинамическое совершенствование цикла определяется сопоставлением его с обратимым циклом, имеющим ту же величину удельной массовой холодопроизводительности, и оценивается коэффициентом обратимости η, равным отношению их холодильных коэффициентов:

где ε, ε_обр – холодильный коэффициент соответственно реального и обратимого циклов; l_обр , l – работа соответственно реального и обратимого циклов.

Холодильный коэффициент обратимого цикла Карно ε_обр больше холодильного коэффициента любого из циклов, осуществляемых в тех же температурных пределах, поэтому ε 2.3. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПАРОВЫХ
КОМПРЕССИОННЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Одноступенчатые холодильные машины. При работе паровых компрессионных холодильных машин цикл совершается в области влажного пара холодильного агента, где изобары совпадают с изотермами, что позволяет теоретически рассмотреть цикл Карно.

Функциональная схема паровой одноступенчатой холодильной машины и обратимый цикл Карно, совершаемый ею, приведены на рис. 3.

Рис. 3. Функциональная схема паровой одноступенчатой холодильной машины
с детандером и дросселем и циклы ее работы:
а – схема машины; б – диаграмма работы машины

Жидкий холодильный агент кипит в испарителе И при постоянной температуре Т_K (процесс 4–1), в результате чего от охлаждаемого тела, например воздуха, отводится теплота. При кипении холодильного агента происходит поглощение значительного количества теплоты.

Образовавшийся пар вместе с небольшим количеством неиспарившегося холодильного агента адиабатически сжимается в компрессоре К_M до давления Р_K (процесс 1–2) и поступает в конденсатор Кн, конденсируясь при постоянной температуре Тк (процесс 2–3) и отдавая поглощенную в испарителе теплоту окружающей среде – воздуху или воде. Жидкий холодильный агент адиабатически расширяется в детандере Д до давления Р_о (процесс 3–4), совершая при этом полезную работу.

Работа цикла l_обр может быть определена разностью работ компрессора и детандера:

Работа компрессора и детандера может быть записана

Холодильный коэффициент цикла εобр0 может быть выражен как

Рассмотренный цикл Карно является обратимым. Однако осуществить его практически трудно, так как работа, полученная в детандере, значительно меньше работы, затраченной в компрессоре, ибо жидкость практически несжимаема, а удельные объемы жидкости и пара различаются в сотни раз.

Следует иметь в виду и то, что часть работы детандера тратится на преодоление сил трения, поэтому вместо детандера в паровой холодильной машине используется дроссельный (регулирующий) вентиль ДВ, изображенный на рис. 3 штрихами. Дроссельный вентиль прост в устройстве и надежен в эксплуатации.

Вследствие замены детандера дроссельным вентилем в цикле появляется необратимый процесс дросселирования 3–4, проходящий без производства работы и теплообмена с окружающей средой, т.е. при постоянной энтальпии, поэтому i = i₄.

При адиабатическом дросселировании работа расширения переходит в теплоту трения, поэтому часть циркулирующего жидкого холодильного агента, пропорциональная выделенной теплоте, превращается в пар. В испаритель холодильный агент поступает в виде парожидкостной смеси. Поэтому только часть циркулирующего холодильного агента кипит в испарителе, воспринимая теплоту от охлаждаемого тела, вследствие чего удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента уменьшается на величину, соответствующую площади а–4–4’–с:

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента в этом случае:

Работа цикла будет больше, чем обратимого:

Холодильный коэффициент цикла

Как видно, замена детандера дроссельным вентилем приводит к уменьшению удельной массовой холодопроизводительности холодильного агента, холодильного коэффициента и увеличению работы цикла.

В циклах 1–2–3–4 и 1–2–3–4’ влажный пар выходит из испарителя и поступает в компрессор. Это уменьшает производительность компрессора вследствие повышения удельного объема всасываемого пара и падения давления, возникает опасность аварии компрессора в результате гидравлического удара. Чтобы избежать этого, холодильные машины должны работать так, чтобы из испарителя выходил сухой насыщенный или перегретый пар, а в компрессор поступал перегретый пар холодильного агента. Это можно осуществить в цикле 1’– 2’–3–4’ со всасыванием в компрессор сухого насыщенного пара. Для сжатия пара обратимым путем необходимо провести два процесса сжатия: адиабатическое 1’–2″ и изотермическое 2”–2, для чего требуется два компрессора. Хотя необратимые потери в цикле 1’–2’–3–4’ больше, чем в цикле 1’–2’’–3–4’, так как холодильный агент передает теплоту окружающей среде в процессе 2’–2 при конечной разности температур, на практике реализуют цикл 1’–2’–3–4’, так как для него достаточно одного компрессора.

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента в обоих циклах одинакова:

Но количество теплоты, отданной 1 кг холодильного агента в конденсаторе окружающей среде, и работа цикла 1’–2’–3–4’ будут больше, чем в цикле 1’–2’’–3–4’, на величину площади 2–2’–2’’. Холодильный коэффициент цикла 1’–2’–3–4’ определяется как

и будет меньше, чем коэффициент цикла 1’–2’’–3–4’.

При всасывании в компрессор перегретого пара (цикл 1а–2а–3–4’) удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента увеличивается, но в большей степени возрастает работа цикла, поэтому необратимые потери увеличиваются. Их можно сократить. Так, необратимые потери, связанные с дросселированием хладагента, могут быть уменьшены его охлаждением перед дросселированием (процесс 3–3′) до температуры ниже температуры окружающей среды. Это можно осуществить, например, артезианской водой, температура которой ниже температуры окружающей среды. В таком случае удельная массовая холодо-производительность холодильного агента возрастет на величину i₄–i_4’’, а величина работы цикла не изменится.

Жидкий холодильный агент перед дросселированием можно охладить также паром, выходящим из испарителя в регенеративном теплообменнике, осуществив цикл, называемый регенеративным. Однако при этом температура всасываемого в компрессор (точка 1а вместо 1’) и нагнетаемого в конденсатор (точка 2а вместо 2′) пара повышается, что увеличивает необратимые потери так называемого перегрева.

Теоретически выгоднее влажный ход компрессора, так как при этом цикл ближе к идеальному циклу Карно. Однако практически производительность компрессора при влажном ходе всегда и для всех холодильных агентов значительно ниже, чем при сухом ходе, т.е. при всасывании сухих насыщенных паров или несколько перегретых при том же давлении кипения Р_о. Отсюда получаем теоретический цикл современной паровой компрессионной машины на S–T-диаграмме в виде 1а–2а–3’–4″. Сейчас почти во всех холодильных машинах компрессоры работают при сухом ходе.

В машинах, работающих на аммиаке, этот режим работы компрессора достигается при помощи специального аппарата – отделителя жидкости либо путем регулирования подачи холодильного агента в испаритель. Отделитель жидкости включается во всасывающую линию холодильной установки между испарителем и компрессором.

В хладоновых установках сухой ход компрессора достигается при помощи специальных теплообменников или путем регулирования подачи холодильного агента в испаритель.

Эффективность работы машины оценивается ее холодильным коэффициентом и холодопроизводительностью, которые зависят от типа и конструкции установки, вида и свойств холодильного агента, конструкции компрессора, а также условий работы. Под условиями работы холодильной машины подразумевают температуру кипения холодильного агента в испарителе t₀, температуру конденсации сжатых паров агента в конденсаторе t_K, температуру переохлаждения жидкого холодильного агента, поступающего в регулирующий вентиль t_п.

Следовательно, без необходимости не нужно переводить холодильную машину на работу с более низкой температурой кипения.

Многоступенчатые холодильные машины

Переход к многоступенчатому сжатию обусловлен и необходимостью соблюдения условий прочности, так как по расчетам разность давлений Р_к-Р₀ компрессоров не должна превышать 1,7 МПа. В многоступенчатых машинах температура паров холодильного агента в конце сжатия первой ступени компрессора обычно выше температуры окружающей среды, поэтому приходится охлаждать перегретый пар прямоточно в водяном межступенчатом холодильнике. Кроме водяного применяют промежуточное охлаждение холодильным агентом, что увеличивает холодильный коэффициент. Многократное дросселирование холодильного агента с промежуточным отбором пара снижает энергетические потери.

Холодильный агент сжимается до давления конденсации последовательно в две или более ступеней с промежуточным охлаждением частично сжатых паров. На каждой ступени отношение давления нагнетания к давлению всасывания меньше, чем Р_к /Р₀ для полного цикла данной машины.

В схемах с многократным дросселированием промежуточное охлаждение между ступенями сжатия может быть полным и неполным (рис. 4).

Рис. 4. Принципиальные схемы многоступенчатых парокомпрессионных машин:
а – с неполным промежуточным охлаждением; б – с полным промежуточным охлаждением

Неполное промежуточное охлаждение осуществляется водой. В этом случае (см. рис. 4, а) температура сжатого пара после цилиндра низкого давления (ЦНД) – процесс 1–2 – снижается в водяном межступенчатом холодильнике I до состояния 3′ сухого перегретого пара, а затем пар поступает в цилиндр высокого давления (ЦВД). Состояние 4′ на S–T-диаграмме (рис. 5) соответствует состоянию пара после сжатия в ЦВД в двухступенчатой холодильной машине без промежуточного отбора пара.

Промежуточный отбор пара осуществляется из промежуточного сосуда II, в который поступает парожидкостная смесь после первого дросселирования в РВ₁. Жидкость на РВ₁ подается из конденсатора III при давлении конденсации Р_к, соответствующем давлению пара в ЦВД, и снижается после дросселирования до промежуточного давления Р’₀ (см. рис. 5) и соответствующей температуры T₀‘.

Сухой насыщенный пар из промежуточного сосуда (состояние 3) поступает в ЦВД. В результате смешивания сухого насыщенного и перегретого паров после холодильника всасываемый в ЦВД пар переходит в состояние 3″, а после сжатия – в 4″ (процесс 3″–4″, см. рис. 5).

Рис. 5. Цикл многоступенчатой парокомпрессионной машины

Жидкость из промежуточного сосуда используется для кипения в испарителе V (рис. 4) при более низкой температуре Т₀ и давлении P«₀ после вторичного дросселирования в РВ₂, но может использоваться и для кипения в испарителе IV при более высокой температуре кипения Т»₀ и давлении P‘₀ в цикле после первого дросселирования в РВ₁. Из испарителя IV сухой насыщенный пар (точка 3) выходит в том же состоянии, что и из промежуточного сосуда.

При полном промежуточном охлаждении состояние рабочего тела перед всасыванием в компрессор более высокой ступени соответствует состоянию сухого насыщенного пара.

Сжатый в ЦНД пар после межступенчатого водяного холодильника (точка 3′, рис. 4, б) поступает на доохлаждение в промежуточный сосуд II, где приходит в состояние насыщенного пара (точка 3, рис. 5). Из промежуточного сосуда сухой насыщенный пар отсасывается в ЦВД. При наличии испарителя IV из него в ЦВД также поступает сухой насыщенный пар. Процесс сжатия пара в ЦВД характеризуется линией 3–4 (см. рис. 5), температура конца сжатия в этом случае более низкая, чем при других двухступенчатых схемах.

Через разные элементы многоступенчатых схем с промежуточным отбором пара циркулирует неодинаковое количество вещества. Следовательно, изображение процессов в многоступенчатых холодильных установках на термодинамических диаграммах носит условный характер, так как каждый процесс в них относится к изменению состояния 1 кг вещества. Поэтому массовые потоки в элементах многоступенчатых машин при их расчете относят к 1 кг рабочего тела, проходящего через низкотемпературный испаритель.

Для получения очень низких температур применения одного рабочего тела недостаточно из-за давлений кипения рабочего тела, близких к глубокому вакууму, затвердевания его при низкой температуре кипения в испарителе и по другим причинам. В этих случаях приходится использовать каскадные холодильные машины, в каждой ступени которых применяют свое рабочее тело. При этом испаритель каждой следующей ступени является конденсатором предыдущей. Холодильный коэффициент цикла холодильной машины, приведенный выше, который называют теоретическим, составляет примерно 80 % холодильного коэффициента идеального цикла Карно при тех же значениях Тк и Т₀. Холодильный коэффициент реального цикла холодильной машины, в свою очередь, еще меньше из-за объемных и энергетических потерь.

Рассмотрим работу поршневого компрессора двойного действия (рис. 6).

Рис. 6. Схема поршневого компрессора двойного действия

При движении поршня П в цилиндре слева направо давление пара над поршнем становится несколько ниже, чем давление в сборнике пара низкого давления Г, вследствие чего открывается самодействующий всасывающий клапан Е₁ и пар заполняет полость цилиндра А. Пар рабочего вещества заполняет весь цилиндр, когда поршень достигает крайнего правого положения (нижняя мертвая точка – н.м.т.). Далее поршень сжимает пар, перемещаясь справа налево (к верхней мертвой точке – в.м.т.). Давление пара повышается, вследствие чего всасывающий клапан Е₁ закрывается. Поскольку рассматривается схема компрессора двойного действия, аналогичные процессы, смещенные по фазе, происходят в цилиндре и под поршнем (полость Б). При дальнейшем движении поршня к в.м.т. давление в цилиндре возрастает, и пар, сжимаясь, совершает соответствующий условиям термодинамический процесс (изотермический, адиабатический или политропический) до величины давления, несколько превышающего давление в сборнике Д. Тогда открывается нагнетательный клапан Ж₁, и сжатый пар по мере движения поршня к в.м.т. поступает в сборник Д. По достижении поршнем в.м.т. пар полностью вытесняется из полости А цилиндра, а в полости Б в этот момент завершился процесс всасывания, и в компрессоре повторяются все описанные выше процессы.

Рис. 7. Теоретическая индикаторная диаграмма поршневого компрессора

Происходящие в рабочей полости цилиндра компрессора процессы анализируют с помощью индикаторной диаграммы, построенной в координатах давление пара Р – объем цилиндра V (рис. 7).

При этом принимают, что объем, описанный поршнем, в точности равен объему цилиндра, давление всасывания и давление нагнетания в цилиндре равны соответственно давлению в испарителе Р_о и давлению в конденсаторе Р_к, параметры состояния пара в процессах всасывания и нагнетания не изменяются, процесс сжатия происходит по адиабатическому закону.

При движении поршня из крайнего левого положения вправо открывается всасывающий клапан и пары холодильного агента заполняют рабочую полость цилиндра. Всасывание происходит при постоянном давлении, равном давлению кипения Р₀ в испарителе (линия 4–1), и заканчивается в крайнем правом положении поршня (н.м.т.). Всасывающий клапан в этот момент закрывается.

При обратном движении поршня происходит адиабатическое сжатие паров холодильного агента (линия 1–2) до давления, равного давлению конденсации Р_к в конденсаторе. При достижении давления Р_к внутри цилиндра открывается нагнетательный клапан, через который сжатые пары вытесняются поршнем из цилиндра при Р_к = const (линия 2–3).

При рассмотрении теоретического процесса принимают также, что между поршнем, достигшим крайнего левого положения (в.м.т.), и крышкой компрессора не осталось пространства, следовательно, весь холодильный агент выталкивается из цилиндра, т.е. не остается вредного (мертвого) пространства.

Теоретическую холодопроизводительность компрессора можно определить по формуле

где V_c – объем, описываемый поршнями компрессора;
q_v – удельная объемная холодопроизводительность холодильного агента;
V_h – объем цилиндра без мертвого пространства;
п – частота вращения коленчатого вала;
Z – число цилиндров компрессора;
D – диаметр цилиндров;
s – ход поршня.

Однако действительные процессы, протекающие в компрессоре, сопровождаются рядом потерь, вызываемых гидравлическим сопротивлением в клапанах и трубопроводах, теплообменом между парами холодильного агента и внутренними стенками цилиндров, наличием вредного пространства в цилиндрах, трением, проникновением паров холодильного агента через неплотности и другими причинами.

Индикаторная диаграмма действительного рабочего процесса значительно отличается от теоретической (рис. 8).

Рис. 8. Индикаторная диаграмма действительного рабочего процесса в цилиндре компрессора

Из диаграммы видно, что между крышкой компрессора и поршнем, находящимся в в.м.т., имеется мертвый объем V₀, который уменьшает объем всасываемого пара. Процесс расширения сжатых паров холодильного агента из мертвого пространства изображен кривой 3–4, представляющей собой политропу.

Точка 4 на диаграмме соответствует моменту открытия всасывающего клапана компрессора и началу процесса всасывания. Процесс всасывания отображает линия 4–1, расположенная ниже уровня Р₀ на величину ΔР₀ из-за сопротивлений во всасывающих трубопроводах, клапанах и каналах.

Точка 1 характеризует конец процесса всасывания, закрытие всасывающего клапана и начало процесса сжатия. Сжимаются пары холодильного агента по политропе 1–2 до давления, превышающего давление конденсации Р_к на величину ΔР_К, равную гидравлическому сопротивлению в каналах, клапанах и трубопроводах нагнетательной стороны компрессора. Точка 2 соответствует моменту открытия нагнетательного клапана, а линия 2–3 отображает процесс нагнетания.

Точка 3 показывает момент окончания процесса нагнетания, закрытие нагнетательного клапана и начало процесса расширения паров холодильного агента, оставшихся в мертвом пространстве, т.е. момент, когда поршень занимает в.м.т.

Отрезок V_h пропорционален рабочему объему цилиндра, а отрезок V_o – объему мертвой зоны. Величина V_cl пропорциональна той части рабочего объема цилиндра, которая теряется из-за наличия мертвого пространства, а величина V_c₂ = V_h – (V₁ + V_c₁) – части рабочего объема цилиндра, которая теряется из-за гидравлического сопротивления на стороне всасывания.

Объемные потери, обусловленные наличием мертвого пространства, зависят от его объема и отношения давлений Р_к /Р₀ и оцениваются объемным коэффициентом

Для всасывания пара в цилиндр давление в нем должно быть меньше, чем в испарителе, а при выталкивании выше, чем в конденсаторе (см. рис. 8). Объемные потери вследствие дросселирования учитываются соответствующим коэффициентом

где Δр₀ – относительная величина потери давления всасывания в каналах (Δр₀ = 0,02–0,05).

В действительном процессе стенки цилиндров компрессора нагреты, пары во время всасывания подогреваются и их удельный объем увеличивается, масса уменьшается, что учитывается коэффициентом подогрева

где T₀ и Т_K – соответственно температуры кипения и конденсации холодильного агента.

Интенсивность теплообмена больше при всасывании в цилиндры компрессора влажного пара, чем сухого. Кроме того, она зависит от отношения давлений Р₀ /Р_к и частоты вращения коленчатого вала компрессора. Чем меньше это отношение и быстроходнее агрегат, тем меньше теплообмен в его цилиндрах.

Действительный объем паров холодильного агента, проходящих через цилиндр компрессора, определяют по формуле

где λ – коэффициент подачи;
λ_пл – коэффициент плотности, учитывающий потери объема всасываемого холодильного агента от неплотностей в поршневых кольцах и клапанах (λ_пл = 0,96–0,98).

Производительность компрессора холодильной машины должна обеспечивать отсасывание пара из испарителя с той же интенсивностью, с которой он образуется в результате кипения жидкого холодильного агента. Если холодильный агент кипит быстрее, чем компрессор может отводить пар, то избыточное количество пара накапливается в испарителе, давление увеличивается, в результате повышается температура кипения.

Температура кипения холодильного агента в испарителе – главный фактор, влияющий на производительность компрессора. Если она повышается при постоянной

температуре конденсации, то степень сжатия Р_к /Р₀ уменьшается, коэффициент подачи компрессора возрастает и его производительность увеличивается.

Если производительность компрессора такова, что пар отводится из испарителя слишком быстро, то давление в испарителе уменьшается, температура кипения снижается и увеличивается удельный объем холодильного агента. Все это приводит к уменьшению холодопроизводительности компрессора. При повышении температуры конденсации при постоянной температуре кипения степень сжатия Р_к /Р₀ увеличивается, коэффициент подачи компрессора снижается. В результате действительный объем перемещаемого компрессором пара в единицу времени уменьшается, холодопроизводительность компрессора снижается.

Паровые компрессионные холодильные машины входят в состав холодильных установок. Схемы холодильных установок помимо холодильных машин включают системы охлаждения объекта, например холодильника, рефрижераторного поезда и т.д.

2.4. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

Системой охлаждения называют ту часть холодильной установки, которая располагается между регулирующим вентилем и всасывающим патрубком компрессора. Назначение этой системы – поддержание заданного температурно-влажностного режима охлаждаемого объекта.

По способу подачи рабочего тела к потребителям холода, а также способу отвода от них теплоты различают системы непосредственного охлаждения (безнасосные и насосные) и с промежуточным хладоносителем.

В безнасосной системе непосредственного охлаждения рабочее тело (холодильный агент) поступает в охлаждающие приборы от регулирующего вентиля с отбором паров из них компрессором. Жидкий холодильный агент циркулирует за счет разности давлений конденсации и испарения.

В насосной системе циркуляция жидкого холодильного агента в низкотемпературном контуре осуществляется с помощью насоса. В этом случае в схему вводится емкость (ресивер), в которой находится определенный объем холодильного агента. Такая система называется насосно-циркуляционной.

В системах с промежуточным хладоносителем в охлаждающих приборах циркулирует жидкий хладоноситель, который охлаждается холодильным агентом в испарителе холодильной машины.

В зависимости от способа отвода теплоты от потребителя холода и конструкции охлаждающих приборов различают системы батарейного (панельного), воздушного, смешанного и контактного охлаждения.

В батареях (панелях) теплообмен происходит при переходе теплоты при естественной конвекции от охлаждаемого тела в воздух, а затем из воздуха через тонкие стенки охлаждающих приборов к холодильному агенту или хладоносителю.

В воздушных системах охлаждения движение воздуха осуществляется принудительно, благодаря чему скорость перемещения его по сравнению со скоростью при естественной конвекции возрастает в 10–20 раз.

В смешанных системах сочетаются батарейное и воздушное охлаждение.

При контактном охлаждении отвод теплоты от потребителя холода осуществляется при непосредственном контакте с ним охлаждающего прибора.

2.5. ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ХЛАДОНОСИТЕЛИ

Холодильные агенты

Как уже было сказано, какой-либо термодинамический процесс или цикл совершается с помощью холодильного агента (рабочего тела).

При нормативном атмосферном давлении 0,1 МПа холодильный агент должен иметь достаточно низкую температуру кипения, чтобы при работе холодильной машины не было разрежения в испарителе. Например, для аммиака NH3 температура кипения при давлении 0,1 МПа составляет 33,4°С.

Основными холодильными агентами являются вода, аммиак, хладоны и воздух.

Воду применяют главным образом в установках кондиционирования воздуха, где обычно температура теплоносителя t_H > 0 °С. В качестве холодильного агента воду используют в установках абсорбционного и эжекторного типов.

Хладоны (фреоны) химически инертны, мало- или невзрывоопасны. Хладоны – галоидопроизводные предельных углеводородов, получаемые путем замены атомов водорода в насыщенном углеводороде СnН2n + 2 атомами фтора, хлора, брома (С_nН_x, F_y, С1_z, Вг_u). Число молекул отдельных составляющих, входящих в химические соединения хладонов, связаны зависимостью х + у + z+ u = 2n + 2. Любой холодильный агент обозначается символами RN, где R – символ, указывающий на вид холодильного агента, N – номер хладона или присвоенный номер для других холодильных агентов.

Для хладонов номер расшифровывается следующим образом. Первая цифра в двузначном номере или первые две цифры в трехзначном обозначают насыщенный углеводород С_nН₂_n + 2, на базе которого получен хладон: 1 – СН₄ (метан); 11 – С₂Н₆ (этан); 21 – С₃Н₈ (пропан); 31 – С₄Н₁₀ (бутан). Справа указывают число атомов фтора в хладоне: CFC1₃ – R11, CF₂C1₂ – R12, C₃F₄C14 – R214, СС1₄ – R10. При наличии в хладоне незамещенных атомов водорода их число добавляют к числу десятков номера: CHFC1₂ – R21, CHF₂C1 – R22. Если в состав хладона входят атомы брома, после основного номера пишут букву В, а за ней число атомов брома: CF₂Br₂ – R12B2.

В обозначениях смесей холодильных агентов указывают названия составляющих и их массовые доли. Хладон R502 можно обозначить R22/R115 (48,8/51,2). Цифрами, начиная с 500, условно обозначают азеотропные смеси, процентный состав которых в процессе кипения и конденсации практически не изменяется.

Холодильным агентам неорганического происхождения (аммиак, вода) присваивают номера, равные их молекулярной массе, увеличенной на 700. Так, аммиак и воду обозначают соответственно R717 и R718.

Холодильный агент должен обладать определенными теплофизическими и физикохимическими свойствами, от которых зависят конструкция холодильной машины и расход энергии.

К теплофизическим свойствам относятся вязкость μ, теплопроводность λ, плотность ρ и др. Они, как и теплота парообразования r, оказывают влияние на коэффициент теплоотдачи при кипении и конденсации. Большим значениям λ, ρ, r и малой вязкости соответствуют большие значения коэффициентов теплоотдачи.

На гидравлическое сопротивление при циркуляции холодильного агента в системе влияют μ и ρ: чем они больше, тем больше сопротивление. Количество циркулирующего в системе холодильного агента уменьшается с ростом теплоты парообразования.

К физико-химическим свойствам относятся растворимость холодильных агентов в смазочных маслах и воде, инертность к металлам, взрывоопасность и воспламеняемость.

При ограниченной растворимости холодильных агентов в масле в жидкой фазе смеси наблюдаются два слоя, из которых в одном преобладает масло, в другом – холодильный агент. К холодильным агентам с ограниченной растворимостью относятся аммиак R717, диоксид углерода R44 и ограниченно растворимые хладоны R13, R14, R115.

К холодильным агентам с неограниченной растворимостью относятся R11, R12, R21, R40. В этом случае для смеси хладона и масла требуется поддержание более низкого давления кипения, поэтому на сжатие пара затрачивается излишняя работа.

Хладоны R22 и R114 составляют промежуточную группу.

Аммиак неограниченно растворяет воду. При небольшом количестве воды работа холодильной машины заметно не нарушается. Хладоны почти не растворяют воду.

Избыточная влага в хладоне при прохождении через дроссель превращается в лед (если t₀ Хладоносители

Хладоносители являются промежуточным веществом между источником холода и объектом охлаждения. Они подразделяются на жидкие и твердые.

Твердые хладоносители – это эвтектический лед, образующийся при криогидратной температуре, представляющий собой смесь льда и соли и имеющий постоянную температуру плавления.

Источник