3.Расчет тепловых потоков теоретического цикла абсорбционной бромисто–литиевой хм.

Удельный тепловой поток в аппаратах абсорбционной бромисто–литиевой машины с теоретическими процессами в испарителе, конденсаторе, абсорбере, генераторе и теплообменнике растворов таковы:

в испарителе:

в конденсаторе:

в абсорбере:

в генераторе:

в теплообменнике:

Тепловой коэффициент машины:

В машине с одноступенчатым процессом генерации раствора в генераторе всегда меньше единицы.

Билет № 5

1.Двухступенчатые холодильные машины.

Схемы и циклы двухступенчатых холодильных машин.

Существует большое количество схем холодильных машин двухступенчатого сжатия с однократным и двукратным дросселированием; с полным и неполным промежуточным охлаждением; с одним или двумя испарителями; с теплообменниками; с эжектором и др. В данном учебном пособии рассматриваются только некоторые наиболее распространенные схемы.

Причины перехода к многоступенчатому сжатию.

При снижении температуры кипения холодильного агента в испарителе Т_о соответственно уменьшается и давление кипения Р_о. Также при повышении температуры конденсации Т_к увеличивается давление конденсации Р_о. Снижение давления кипения и повышение давления конденсации вызывает увеличение степени повышения давлений π = Р_к/Р_о. Возрастание степени повышения давлений π приводит к следующим отрицательным явлениям:

1.Повышается температура нагнетания в компрессоре, которая может превысить предельно допустимые значения. Допустимые температуры нагнетания для аммиачных поршневых компрессоров 160 ^оС, для хладоновых – 130 ^оС. При более высоких температурах в компрессоре может произойти разложение холодильного агента и масла, ухудшение смазывающей способности масла и его самовоспламенение.

2.Возрастают необратимые потери при дросселировании, в результате чего уменьшается удельная холодопроизводительность цикла, а значит и полная холодопроизводительность всей холодильной машины.

3.В испаритель поступает большее количество пара и меньше жидкого холодильного агента, а теплоотдача от пара в десятки раз хуже, чем от жидкости. Это приводит к снижению интенсивности теплообмена в аппарате.

4.Увеличивается удельная работа цикла, что вызывает повышение потребляемой мощности компрессора при том же массовом расходе холодильного агента.

5.Ухудшаются все объемные и энергетические коэффициенты компрессора, что ведет к снижению производительности и увеличению потребляемой мощности компрессора.

6.На узлы и детали компрессора воздействуют более высокие силы. Однако все узлы и детали имеют определенный предел прочности. Так например, для современных аммиачных одноступенчатых холодильных машин разность давлений конденсации Р_к и кипения Р_о не должна превышать 1,7 Мпа.

Таким образом, при определенных температурных режимах, производство холода одноступенчатой холодильной машиной может оказаться экономически невыгодным, а в некоторых случаях и невозможным. Исследования работы промышленных холодильных машин показали, что одноступенчатое сжатие не целесообразно при степени повышения давлений более или равно восьми, т.е. при π = Р_к/Р_о ≥ 8.

Выбор промежуточного давления.

В циклах двухступенчатых холодильных машин величина промежуточного давления имеет большое значение. Промежуточное давление влияет на работу сжатия в ступенях низкого и высокого давлений и соответственно на потребляемую мощность холодильной машины. Существует несколько способов определения промежуточного давления. Как правило, оно рассчитывается из условий наименьшей суммарной работы в ступенях сжатия. Для идеального газа справедливо уравнение

где Р_о, Р_к и Р_пр – соответственно давления кипения, конденсации и промежуточное, Па;

k – показатель политропы сжатия.

Отсюда промежуточное давление будет равно

Холодильный агент не идеальный газ, поэтому данное уравнение является приближенным для действительных хладагентов.

По другим способам оптимальное промежуточное давление находится методом последовательного приближения по максимальному холодильному коэффициенту или минимальной суммарной объемной производительности в ступенях сжатия. Для этого первоначально промежуточное давление находится по уравнению для идеального вещества. Рассчитывается цикл и определяется холодильный коэффициент или минимальная суммарная объемная производительность. Затем принимаются несколько больших и меньших значений промежуточного давления и расчеты повторяются. Оптимальным является то промежуточное давление при котором будет наибольший холодильный коэффициент или наименьшая суммарная объемная производительность ступеней сжатия.

Как показали сопоставления промежуточные давления, найденные по разным способам, различаются незначительно. Поэтому в обычных инженерных расчетах можно пользоваться уравнением для идеального газа. При более точных расчетах необходимо выбирать более точные способы.

С хема и цикл с промежуточным охладителем и однократным дросселированием.

Двухступенчатая холодильная машина, функциональная схема которой представлена на рисунке 5.5. включает в себя компрессор низкого давления, компрессор высокого давления, промежуточный охладитель, конденсатор, испаритель и дроссельное устройство. Термодинамический цикл в S-T и h-Р диаграммах показан на том же рисунке.

Перегретый пар холодильного агента, выходящий из испарителя, поступает на всасывание в компрессор низкого давления. В компрессоре пар адиабатически сжимается в процессе 1-2 от давления кипения Р_о до промежуточного давления Р_пр. При этом затрачивается работа сжатия l_сн и температура пара повышается до температуры Т₂. После ступени низкого давления сжатый горячий пар направляется в промежуточный охладитель, где охлаждается при постоянном давлении Р_пр в процессе 2-3 за счет теплообмена с внешней охлаждающей средой с отводом теплоты промежуточного охлаждения q_п.о. В качестве охлаждающей среды в охладителе как правило используется тот же источник охлаждения, что и для конденсатора (вода или воздух). Поэтому температура охлажденного пара после промежуточного охладителя близка к температуре конденсации, т.е. Т₃ ≈ Т_к. Далее охлажденный пар всасывается компрессором высокого давления, в котором адиабатически сжимается в процессе 3-4 от промежуточного давления Р_пр до давления конденсации Р_к с затратой работы l_св. Затем сжатый пар поступает в конденсатор, где охлаждается и конденсируется при постоянном давлении в процессе 4-5, отдавая теплоту конденсации q_к внешней охлаждающей среде. Образовавшаяся жидкость из конденсатора направляется к дроссельному устройству и дросселируется в нем при постоянной энтальпии в процессе 5-6 от давления конденсации Р_к до давления кипения Р_о. После дросселирования холодильный агент поступает в испаритель, где жидкость кипит при постоянном давлении Р_о в процессе 6-1′ за счет подвода теплоты q_oот охлаждаемой среды. Пар, образовавшийся при кипении, перегревается в процессе 1′-1, всасывается компрессором низкого давления и цикл повторяется снова.

Количество теплоты, подведенной к 1 кг холодильного агента в испарителе или удельная холодопроизводительность цикла равна.

q_o = h_1′ - h₆,

где q_о – удельная холодопроизводительность цикла, Дж/кг;

h₆, h_1′ - энтальпия холодильного агента на входе и выходе из испарителя, Дж/кг.

Количество теплоты, отведенной от 1 кг холодильного агента в конденсаторе или удельная теплота конденсации q_к, Дж/кг рассчитывается по формуле:

q_к = h₄ – h₅,

где h₄ и h₅ – энтальпия холодильного агента на входе и выходе из конденсатора, Дж/кг.

Удельные работы сжатия в компрессоре низкого давления и в компрессоре высокого давления определяются так:

l_сн = h₂ – h_1,

l_св = h₄ – h_3,

где h₁ и h₂ – энтальпия пара хладагента на входе и выходе их компрессор низкого давления, Дж/кг;

h₃, h₄ – энтальпия пара хладагента на входе и выходе из компрессора высокого давления, Дж/кг.

Особенностью данного цикла является то, что компрессоры низкого и высокого давления имеют одинаковую массовую производительность.

G_а = G_ан = G_ав = .

Объемный расход в ступенях низкого и высокого давлений рассчитываются так:

V_ан = ν_всн • G_ан = ν_всн • G_а,

V_ав = ν_всв • G_ав = ν_всв • G_а,

где ν_всн, ν_всв – удельный объем пара хладагента на всасывании в ступени низкого и высокого давлений, м³/кг.

, примерно в 2÷3 раза.

Теоретические мощности компрессоров низкого и высокого давлений равны:

N_тн = l_сн • G_ан = l_сн • G_а,

N_тв = l_св • G_ав = l_св • G_а.

Общая потребляемая теоретическая мощность находится как сумма мощностей ступеней низкого и высокого давлений:

N_т = N_тн + N_тв = l_сн • G_ан + l_св • G_св = (l_сн + l_св) • G_а.

Термодинамическая эффективность цикла оценивается теоретическим холодильным коэффициентом ε_т, который равен отношению холодопроизводительности к теоретической мощности.

.

Такой цикл в промышленных холодильных машинах практически не применяется из-за низкой термодинамической эффективности и высоких температур нагнетания в ступени высокого давления, так как температура пара после охлаждения в промежуточном охладителе не снижается ниже + (20–30) ^оС.

Схема и цикл с полным промежуточным охлаждением и однократным дросселированием.

В схему холодильной машины, представленной на рисунке 5.5. для промежуточного охлаждения включен специальный промежуточный сосуд со змеевиком. Цикл в S – T и h – Р диаграммах показан на том же рисунке. Перегретый пар холодильного агента после испарителя поступает на всасывание в ступень низкого давления, где сжимается в процессе 1 – 2 от давления кипения Р_о до промежуточного давления Р_пр. Сжатый пар из ступени низкого давления направляется в промежуточный охладитель, где охлаждается в процессе 2 – 3 внешней охлаждающей средой (водой или воздухом) до температуры, близкой к температуре конденсации, т.е. Т₃ ≈ Т_к. Затем предварительно охлажденный пар подается по трубопроводу в нижнюю часть промежуточного сосуда под слой жидкого холодильного агента, температура которой равна промежуточной температуре Т_пр. Пузырьки пара поднимаются вверх (барбатируются) сквозь толщу жидкости и одновременно охлаждаются в процессе 3 – 4 за счет тепломассообмена с жидким холодильным агентом. Теоретически считается, что при этом происходит идеальный теплообмен, в результате которого пар хладагента охлаждается до промежуточной температуры, т.е. Т₄ = Т_пр. После промсосуда охлажденный пар всасывается ступенью высокого давления, где сжимается в процессе 4 – 5 от промежуточного давления Р_пр до давления конденсации Р_к. Сжатый горячий пар из ступени высокого давления поступает в конденсатор, в котором сначала охлаждается а потом конденсируется в процессе 5 – 6 при постоянном давлении конденсации Р_к. Образовавшаяся жидкость перед промсосудом делится на два потока. Меньшая часть жидкости дросселируется во вспомогательном дроссельном устройстве в процессе 6 – 7 и поступает в промежуточный сосуд для пополнения и поддержания в нем постоянного уровня жидкого холодильного агента. Основной поток проходит по змеевику промежуточного сосуда и охлаждается в процессе 6 – 8 за счет теплообмена с жидким холодильным агентом, который находится в промсосуде. Температура охлажденной жидкости, выходящей из змеевика промсосуда, на (2-3) ^оС выше промежуточной температуры, т.е. Т₈ = Т_пр + (2 - 3) ^оС. Далее охлажденный жидкий хладагент дросселируется в основном дроссельном устройстве в процессе 8 – 9 от давления конденсации Р_к до давления к ипения Р_о. После дросселирования холодильный агент поступает в испаритель, в котором жидкость кипит в процессе 9 - 1' за счет подвода теплоты от охлаждаемой среды. Пар образовавшийся при кипении перегревается в процессе 1' – 1, всасывается компрессором нижней ступени и цикл повторяется вновь.

Рисунок 5.5. Схема и цикл с полным промежуточным охлаждением и однократным дросселированием

Удельная холодопроизводительность цикла (количество теплоты, подведенной к 1 кг холодильного агента в испарителе):

q_о = h_1' – h₉.

Удельная тепловая нагрузка конденсатора:

q_к = h₅ – h₆.

Удельная работа сжатия в ступенях низкого и высокого давления:

l_с.н = h₂ – h₁,

l_с.в = h₅ - h₄.

Массовая производительность ступени низкого давления:

Массовая производительность ступени высокого давления G_а.в находится из теплового баланса промежуточного сосуда, который имеет вид:

;

Тогда имеем:

Полный тепловой поток в конденсаторе:

Теоретическая потребляемая мощность в низкой и высокой ступенях сжатия:

Общая потребляемая мощность в ступенях низкого и высокого давлений:

N_т = N_т.н + N_т.в

Теоретический холодильный коэффициент:

Схема и цикл с неполным промежуточным охлаждением и двукратным дросселированием.

А Б В

Рисунок 5.6 - Схема и цикл с неполным промежуточным охлаждением и двукратным дросселированием.

В такой холодильной машине применяется промежуточный сосуд без змеевика Ее схема и цикл в S – T и h – Р диаграммах представлен на рисунке 5.6. Пар холодильного агента после испарителя сжимается в ступени низкого давления в процессе 1-2 от давления кипения Р_о до промежуточного давления Р_пр. После компрессора сжатый пар предварительно охлаждается в промежуточном охладителе в процессе 2-3 до температуры, близкой к температуре конденсации, т.е. Т₃ ≈ Т_к. Далее предварительно охлажденный пар смешивается с холодильным паром выходящим из промежуточного сосуда в состоянии 10. В результате смешивания получается пар какого-то среднего состояния 4. После смешивания охлажденный пар всасывается ступенью высокого давления, где сжимается в процессе 4-5 от промежуточного давления Р_пр до давления конденсации Р_к. Пар холодильного агента после сжатия направляется в конденсатор, в котором охлаждается и конденсируется в процессе 5-6. Вся образовавшаяся в процессе конденсации жидкость дросселируется в первом дроссельном устройстве в процессе 6-7 от давления конденсации Р_к до промежуточного давления Р_пр. После дроссельного образуется влажный пар состояние 7 который поступает в промежуточный сосуд, в промежуточном сосуде происходит фазовое разделение потоков на пар процесс 7-10 и жидкость процесс 7-8. Пар как более легкая фаза поднимается вверх и выходит из промсосуда на всасывание в ступень высокого давления. Жидкость опускается в нижнюю часть промежуточного сосуда и выходит ко второму дроссельному устройству, где дросселируется в процессе 8-9 от промежуточного давления Р_пр до давления кипения Р_о. После дросселирования хладагент направляется в испаритель, в котором кипит в процессе 9-1′, отнимая теплоту от охлаждаемой среды. Пар, образовавшийся в результате кипения, перегревается в процессе 1′-1, всасывается компрессором низкого давления, сжимается и цикл повторяется вновь.

Удельная холодопроизводительность цикла q_o (количество теплоты, подведенной к 1 кг холодильного агента при кипении в испарителе, Дж/кг):

q_o = h_1′ - h₉

Удельный тепловой поток в конденсаторе, Дж/кг

q_к = h₅ – h₆

Удельная работа сжатия в ступенях низкого и высокого давлений, Дж/кг

l_с.н = h₂ – h₁

l_с.в = h₅ – h₄

Массовый расход хладагента в ступени низкого давления, кг/с

Массовый расход хладагента в ступени высокого давления находится из теплового баланса промежуточного сосуда, который имеет вид:

G_а.в

Полный тепловой поток в конденсаторе, Вт

Q_к = q_о • G_а.в

Теоретическая мощность в ступенях низкого и высокого давлений, Вт

N_т.н = l_с.н • G_а.н

N_т.в = l_с.в • G_а.в

Общая теоретическая мощность холодильной машины

N_т = N_т.н + N_т.в

Теоретический холодильный коэффициент