2. 8. Кондиционер Майсоценко

В этом бескомпрессорном кондиционере внешний поток воздуха делится на две части. Одна его часть охлаждается в сухом рабочем канале за счет контакта с обратной стороной влажного канала, где испаряется вода (рис.2.12), а оставшаяся его часть нагревается и увлажняется во влажном канале.

Температура и влагосодержание части воздуха во влажном канале повышаются. Нагрев и увлажнение воздуха во влажном канале связано с подводом теплоты, идущей на испарение водяной пленки в этом канале, которое осуществляется в результате отвода эквивалентной теплоты от частей потоков 1 и 6 в соответствующих «сухих» каналах. В обоих «сухих» каналах охлаждение воздуха примерно до точки росы происходит за счет скрытой теплоты испарения воды, а движущей силой тепло- и массообмена является психрометрическая разность температур.

3. Принципиальные схемы и циклы парокомпрессионных холодильных машин

Парокомпрессионные холодильные машины имеют наибольшее применение для искусственного охлаждения в широком интервале температур от 278К (одноступенчатые холодильные машины) до 113К (каскадные холодильные машины). Как уже указывалось, основной особенностью парокомпрессионных холодильных машин является то, что рабочее вещество, совершая обратный цикл, меняет свое агрегатное состояние и может находиться в состоянии влажного, сухого насыщенного или перегретого пара, а также в жидком состоянии.

В данном разделе рассмотрены теоретические и действительные циклы и принципиальные схемы одноступенчатых и двухступенчатых холодильных машин.

3.1. Теоретические циклы холодильных машин

3.1.1. Одноступенчатые холодильные машины

Х олодильная машина с детандером в области всасывания влажного пара при реализации цикла Карно

Принципиальная схема и теоретические циклы в P-i и T-s диаграммах холодильной машины с детандером приведены на рис.3.1.

Рабочее вещество в состоянии 1 поступает в компрессор I, где изоэнтропно сжимается до давления конденсации р_к (процесс 1 – 2) и направляется в конденсатор II. В этом цикле т.2 должна лежать на правой пограничной кривой. После конденсации за счет отвода теплоты в окружающую среду с температурой Т_ос (процесс 2 – 3), рабочее вещество расширяется в детандере III до давления кипения р₀, совершая при этом работу. Процесс расширения

3 – 4 также идет изоэнтропно. В состоянии т.4 рабочее вещество поступает в испаритель IV, где кипит при давлении р₀ за счет теплоты, подводимой от источника Т_инт низкой температуры (процесс 4 – 1). Пар рабочего вещества, образовавшийся при кипении в испарителе, отсасывается компрессором. Теплота, которая подводится к рабочему веществу в испарителе, называется холодопроизводительностью холодильной машины Q₀, а, теплота, отнесенная к 1 кг рабочего вещества, – удельной массовой холодопроизводительностью q₀. Удельная массовая холодопроизводительность на диаграмме Т-s соответствует площади m – 4 – 1 – n, а на диаграмме p-i – разности энтальпий между точками 1 и 4.

q₀ = i₁ – i₄.

Удельная работа ℓ_к, затрачиваемая компрессором, соответствует в Т-s диаграмме площади 1 – 2 – 3 – 0 – 1, а в диаграмме p-i – отрезку 1 – 2, или

ℓ_к = i₂ – i₁.

Удельная теплота, отводимая от рабочего вещества в конденсаторе, определяется на диаграмме Т-s как площадь m – 3 – 2 – n, на диаграмме p-i – отрезком 2 – 3, или

q = i₂ – i₃.

Удельная работа, совершаемая рабочим веществом при расширении в детандере, – это на диаграмме Т-s площадь 0 – 3 – 4, а на диаграмме p-i – отрезок 3 – 4, или

ℓ_д = i₃ – i₄.

Так как в компрессоре работа затрачивается, а в детандере – совершается, то удельная работа, которую необходимо затратить для осуществления цикла 1 – 2 – 3 – 4 будет

ℓ _ц = ℓ_к – ℓ_д = (i₂ – i₁) – (i₃ – i₄).

Площадь на диаграмме Т-s, которая эквивалентна работе цикла, соответствует пл. 1 – 2 – 3 – 0 – 1 – пл. 0 – 3 – 4 = пл. 1 – 2 – 3 – 4. К такому же выводу можно прийти другим способом:

ℓ_ц = q – q₀ = (i₂ – i₃) – (i₁ – i₄) = (i₂ – i₁) – (i₃ – i₄),

или ℓ_ц = q – q₀ соответствует пл. m – 3 – 2 – n – пл. m – 4 – 1 – n = пл.1– 2 – 3 – 4.

Холодильный коэффициент цикла 1– 2 – 3 – 4 (Карно)

ε_к = .

Холодильная машина с дроссельным вентилем и всасыванием сухого насыщенного пара

На рис.3.2 показаны принципиальная схема такой машины и ее теоретические циклы в Т–s и p–i диаграммах. Рабочие процессы рассматриваемой холодильной машины идут следующим образом:

• 1 – 2 сжатие рабочего вещества в компрессоре I;

• 2 – 3 – охлаждение и конденсация рабочего вещества за счет отвода тепла в окружающую среду с температурой Т_ос в конденсаторе II;

• 3 – 4 – расширение рабочего вещества в дроссельном вентиле III;

• 4 – 1 – кипение рабочего вещества за счет подвода теплоты от источника низкой температуры Т_инт в испарителе IV.

В рассматриваемом цикле по сравнению с предыдущим расширение 1с совершением внешней работы заменено дросселированием, что привело к появлению внутренней необратимости. Всасывание в компрессор сухого насыщенного пара явилось причиной того, что температура нагнетания (т.2) стала выше температуры окружающей среды, поэтому появился внешне необратимый процесс охлаждения рабочего вещества 2 – b. Для имеющихся внешних условий в Т–s диаграмме обратимым циклом Карно будет цикл 1 – а – b – c – 4, в котором 1 – а – изоэнтропное сжатие, а – b – изотермическое сжатие, остальные процессы также обратимы. Работа этого цикла ℓ_min соответствует пл. 1 – а – с – 4. Необратимые потери, связанные с дросселированием, эквивалентны площади 0 – 3 – с – 4. Необратимые потери, связанные с охлаждением рабочего вещества 2 – b при конечной разности температур, эквивалентны площади b – 2 – а. Кроме того, при замене детандера на дроссельный вентиль, уменьшается холодопроизводительность на величину ∆q₀ = пл. m – 5 – 4 – n. Это происходит вследствие того, что работа, которая могла бы быть получена в изоэнтропном процессе расширения 3 – 5 (пл. 0 – 3 – 5) полностью превращается в теплоту и подводится к рабочему веществу в процессе дросселирования, потому часть рабочего вещества выкипает (процесс 5 – 4). Цикл Карно, показанный на рис. 3.1, практически осуществить очень сложно, поэтому именно цикл с дроссельным вентилем и всасыванием сухого насыщенного пара является теоретическим (образцовым) циклом для одноступенчатых холодильных машин.

Основные величины, характеризующие этот цикл:

• удельная холодопроизводительность q₀ в Т–s диаграмме соответствует пл. n – 4 – 1 – e и равна разности энтальпий i₁ – i₄ в p-i диаграмме;

удельная теплота конденсации соответствует в Т–s диаграмме пл. m – 3 – b – 2 – е и равна разности энтальпий i₂ – i₃ в p-i диаграмме;

работа цикла ℓ_ц = q – q₀ и соответствует в Т–s диаграмме разнице

пл. m – 3 – b – 2 – e – пл. n – 4 – 1 – e = пл. 1 – 2 – b– 3 – 0 – 1,

или, так как ℓ_д = 0, ℓ_ц = ℓ_к = i₂ – i₁, что соответствует в Т–s диаграмме пл. 1 – 2 – b – 3 – 0 – 1. Здесь ∆q₀= ℓ_д.

Холодильный коэффициент теоретического цикла

Цикл со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой

Схема и теоретический цикл на Т – s диаграмме со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой приведены на рис. 3.3.

Сжатие рабочего вещества по правой пограничной кривой (процесс 1 – 2) осуществляется за счет впрыскивания в полость сжатия компрессора I жидкого рабочего вещества, которое полностью испаряется. Количество впрыскиваемого рабочего вещества в каждый момент времени должно быть таким, чтобы сжимаемое рабочее вещество оставалось в состоянии сухого насыщенного пара. После сжатия в компрессоре, рабочее вещество поступает в конденсатор II, затем основная его часть, пройдя через дроссельный вентиль III, идет в испаритель V, а часть направляется через дроссельное устройство IV на впрыск в компрессор.

В СПбГАХПТ [11] разработана методика расчета этого цикла и было установлено, что по сравнению с циклом 1 – а – 2– 3 – 4 увеличение холодильного коэффициента рассматриваемого цикла 1 – 2 – 3 – 4 для R11, R12 и R22 при температурах Т_к = 288К и Т₀ = 258К составляет 2…5%, а для аммиака – 12,5%. Однако, следует отметить, что цикл со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой может быть реализован лишь в холодильных машинах с винтовыми и спиральными компрессорами, которые допускают налчие жидкости в полости сжатия.

Переохладение хладагента в холодильных машинах

Переохлаждение жидкого хладагента после конденсатора – существенный способ увеличения холодопроизводительности холодильной установки. Понижение температуры переохлаждаемого хладагента на один градус соответствует повышению производительности нормально функционирующей холодильной установки примерно на 1% при том же уровне энергопотребления. Эффект достигается за счёт уменьшения при переохлаждении доли пара в парожидкостной смеси, которой является сконденсированный хладагент, поступающий к ТРВ испарителя даже из ресивера.

В низкотемпературных холодильных установках применение переохлаждения особенно эффективно. В них переохлаждение сконденсированного хладагента до значительных отрицательных температур позволяет увеличивать холодопроизводительность установки более чем в 1,5 раза.

 В зависимости от размеров и конструкции холодильных установок реализовать этот фактор можно в дополнительном теплообменнике, устанавливаемом на жидкостной линии между ресивером и ТРВ испарителя, различными спосбми.

Переохлаждение хладагента за счёт внешних источников холода:

• в водяном теплообменнике за счёт использования доступных источников очень холодной воды; 

• в воздушных теплообменниках в холодное время года;  

• в дополнительном теплообменнике холодными парами от внешней/вспомогательной холодильной установки;

• в дополнительном теплообменнике, используемом в цикле Майсоценко.

Переохлаждение за счёт внутренних ресурсов холодильной установки:

• в теплообменнике – переохладителе за счёт расширения части фреона, циркулирующего в основном холодильном контуре – реализуется в установках с двухступенчатым сжатием и в сателлитных системах, а также в установках с винтовыми, поршневыми и спиральными компрессорами, имеющими промежуточные порты всасывания;

• в регенеративных теплообменниках холодными парами, всасываемыми в компрессор из основного испарителя – реализуется в установках, работающих на хладагентах с низким значением показателя адиабаты, главным образом HFC (ГФУ) и HFO (ГФО);

Системы переохлаждения, использующие внешние источники холода всё ещё довольно редко применяются на практике. Переохлаждение от источников холодной воды применяется, как правило, в тепловых насосах – водонагревательных установках, а также в средне- и высокотемпературных установках, где в непосредственной близости от них есть источник прохладной воды – используемые артезианские скважины, естественные водоёмы для судовых установок и т.д. Переохлаждение от внешних дополнительных холодильных машин реализуется крайне редко и только в очень больших установках промышленного холода.

Системы переохлаждения, использующие внутренние ресурсы широко применяются в современных холодильных установках, причём с компрессорами практически всех типов. В установках с винтовыми и двухступенчатыми поршневыми компрессорами применение переохлаждения уверенно доминирует, так как возможность обеспечивать всасывание паров с промежуточным давлением реализована непосредственно в конструкции этих типов компрессоров.

3.1.2. Двухступенчатые холодильные машины

С понижением температуры кипения холодильных агентов степень сжатия увеличивается, и коэффициент подачи компрессора одноступенчатой холодильной машины снижается. Работа ее становится неэкономичной.

Установлено, что при отношении давлений р_к/р₀ ≥ 8 необходимо переходить к двух или многоступенчатому сжатию. Коэффициент подачи компрессора с увеличением р_к/р₀ не только снижается, но и может стать равным нулю. Так, например, для компрессора с мертвым объемом 4…5% коэффициент его подачи при использовании фреона-22 близок к нулю при р_к/р₀ = 20…25, t_к = 30⁰С и t₀ = -56…-52⁰С.

Второй причиной, ограничивающий возможность применения одноступенчатого сжатия при низких температурах кипения, является высокая температура рабочего вещества в конце сжатия, которая может превысить допустимые значения.

Холодильный коэффициент теоретического цикла ε_Т при двухступенчатом и многоступенчатом сжатии всегда выше, чем при одноступенчатом. Это преимущество тем больше, чем ниже t₀. Однако при этом требуются дополнительные капитальные затраты, так как появляется необходимость в дополнительных компрессорах, промежуточных сосудах, увеличивается длина трубопроводов и т. д. Поэтому границы температур кипения, при которых целесообразно переходить к двухступенчатому и многоступенчатому сжатию должны определяться технико-экономическим расчетом из условия минимальных общих затрат на получение холода.

Выбор промежуточного давления при двухступенчатом сжатии

Выбор промежуточного давления р_m зависит от требований, предъявляемых к холодильной машине. Существует три способа выбора р_m.

Первый способ заключается в определении промежуточного давления из условия минимальной суммарной затраченной работы на изоэнтропное сжатие рабочего вещества в компрессорах первой и второй ступенях. В соответствии с выполнением этого условия следует

= . (3.1)

Второй способ определения р_m – по максимальному холодильному коэффициенту.

Третий способ – по минимальной суммарной объемной производительности компрессоров первой и второй ступеней.

Расчетами установлено, что промежуточные давления, определенными этими способами, различаются незначительно, поэтому для инженерных расчетов можно пользоваться соотношением (3.1).

Холодильные машины с однократным дросселированием

Ххолодильная машина со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным промежуточным охлаждением

Принципиальная схема и теоретические циклы этой холодильной машины на Т –s и р – i диаграммах показаны на рис.3.4.

Термодинамические процессы и точки рассматриваемого цикла:

1 – 2 – изоэнтропное сжатие в компрессоре 1- ой ступени;

2 – 3 – изобарное охлаждение в промежуточном водяном теплообменнике;

т.4 – смешение при промежуточном давлении р_m холодного сухого насыщенного пара с температурой т.8 и перегретого пара с температурой т.3;

4 – 5 – изоэнтропное сжатие в компрессоре 2-ой ступени;

5 – 6 – изобарное охлаждение и конденсация пара в конденсаторе ІV;

6 – 7 – дросселирование и охлаждение меньшей части жидкого холодильного агента во вспомогательном дроссельном вентиле V с давления р_к до промежуточного давления р_m;

т.9 – параметры насыщенного жидкого холодильного агента в нижней части промежуточного сосуда VІ;

6 – 10 – изобарное охлаждение большей части жидкого холодильного агента в змеевике при кипении его другой и меньшей части в промежуточном сосуде при промежуточном давлении р_m;

10 – 11– дросселирование и охлаждение большей части охлажденного жидкого холодильного агента в основном дроссельном вентиле VІІ;

11 – 1 – кипение жидкого холодильного агента в испарителе VІІІ.

Расчет расходных и энергетических параметров цикла

Исходными данными являются:

• рабочее вещество (холодильный агент);

• холодопроизводительнсть Q₀;

• температура кипения (давление кипения р₀);

• температура конденсации (давление конденсации р_к).

Последовательность расчета:

1) определяют промежуточное давление = ( температуру Т_m);

2) принимают температуру в т.10 из условия Т₁₀ = Т_m + (2…5);

3) состояние рабочего вещества в т. 4 рассчитывают из уравнения смешения

i₄ = i₈ + G_a^І(i₃ – i₈)/G_a^ІІ,

где G_a^І, G_a^ІІ – массовый расход рабочего вещества компрессоров первой и второй ступеней;

4) величину G_a^І определяют для заданной холодопроизводительности из соотношения

G_a^І = Q₀/(i₁ – i₁₁);

5) величину G_a^ІІ рассчитывают из уравнения теплового баланса промежуточного сосуда

G_a^І i₆ + (G_a^ІI – G_a^І) i₇ = G_a^І i₁₀ +( G_a^ІІ– G_a^І) i₈, (3.2)

из которого после несложных преобразований и, учитывая, что i₆ = i₇, получают

G_a^ІІ = G_a^І(i₈ – i₁₀)/(i₈ – i₇);

6) объемные производительности компрессоров в цикле первой и второй ступенях из условия всасывания

W_ц^І = G_a^Іυ₁; (3.3) W_ц^ІI = G_a^ІІυ₄; (3.4)

7) теоретические объемные производительности компрессоров первой и второй ступени

W_Т ^I = W_ц^І /λ_I ; (3.5)

W_Т ^II = W_ц^ІI /λ_II; (3.6)

8) изоэнтропные мощности компрессоров

N_s^І = G_a^І(i₂ – i₁); ( 3.7) N_s^ІІ = G_a^ІІ(i₃ – i₆); (3.8)

9) холодильный коэффициент теоретического цикла

(3.9)

Х олодильная машина со змеевиковым промежуточным сосудом и полным промежуточным охлаждением

Эта схема (рис. 3.5) отличается от предыдущей тем, что рабочее вещество после промежуточного холодильника ІІ идет в промежуточный сосуд VІ. В промежуточном сосуде рабочее вещество за счет непосредственного контакта с более холодным жидким рабочим веществом, температура которого Т_m, охлаждается до температуры состояния сухого насыщенного пара при давлении р_m (т. 4). После этого рабочее вещество всасывается компрессором ІІІ второй ступени и далее процесс проходит, как в предыдущей схеме.

Массовый расход рабочего вещества компрессора первой ступени

G_a^І = Q₀/(i₁ – i₁₀).

Массовый расход рабочего вещества компрессора второй ступени определяется из теплового баланса промежуточного сосуда VІ

G_a^ІІ I ₇ + G_a^І i₃+ G_a^І i₆ = G_a^І i₉ + G_a^ІІ i₄.

Откуда

G _a^II = G_a^І(i₃+ i₆ – i₉)/(i₄ – i₇).

Определение объемных производительностей, мощностей и холодильного коэффициента не отличается от предыдущей схемы и производится по формулам (3.3) – (3.9).

Холодильные машины с двухкратным дросселированием

Холодильная машина с неполным промежуточным охлаждением

Принципиальная схема и теоретические циклы на Т – s и i – р диаграммах этой холодильной машины представлены на рис. 3.6.

Термодинамические процессы и точки рассматриваемого цикла:

1 – 2 – изоэнтропное сжатие в компрессоре I 1-ой ступени;

2 – 3 – изобарное охлаждение в промежуточном водяном теплообменнике ІІ;

т.4 – смешение при промежуточном давлении р_m холодного сухого насыщенного пара с температурой т.8 и перегретого пара с температурой т.3;

4 – 5 – изоэнтропное сжатие в компрессоре ІІІ 2-ой ступени;

5 – 6 – изобарное охлаждение и конденсация пара в конденсаторе ІV;

6 – 7 – дросселирование и охлаждение жидкого холодильного агента в дроссельном вентиле V с давления р_к до промежуточного давления р_m;

т.9 – параметры насыщенного жидкого холодильного агента в промежуточном сосуде VІ;

9 – 10 – дросселирование охлажденного в промежуточном сосуде VІ жидкого холодильного агента в основном дроссельном вентиле VІІ;

10 – 1 – кипение жидкого холодильного агента в испарителе VІІІ.

Состояние рабочего вещества при всасывании в компрессор второй ступени (т. 4) определяют из уравнения смешения

i₄ = i₈ + G_a^І(i₃ – i₈)/G_a^ІІ.

Массовый расход рабочего вещества первой ступени

G_a^І = Q₀/(i₁ – i₁₀).

Величину G_a^ІІ рассчитывают из уравнения теплового баланса промежуточного сосуда

G_a^ІІi₇ = G_a^І i₉ + (G_a^ІІ – G_a^І) i₈ ,

т.е.

G_a^ІІ = G_a^І(i₈ – i₉)/(i₈ – i₇).

Определение объемных производительностей, мощностей и холодильного коэффициента выполняется по формулам (3.3) – (3.9).

Холодильная машина с полным промежуточным охлаждением

В этой схеме (рис. 3.7) рабочее вещество после промежуточного теплообменника ІІ поступает в промежуточный сосуд VІ, где охлаждается до состояния сухого насыщенного пара (точка 4) при непосредственном контакте с жидким рабочим веществом с температурой Т_m.

Массовый расход рабочего вещества первой ступени

G_a^І = Q₀/(i₁ – i₉).

Массовый расход рабочего вещества второй ступени G_a^ІІ определяют из уравнения теплового баланса промежуточного сосуда

G_a^ІІi₇ + G_a^Іi₃= G_a^І i₈ + G_a^ІІ i₄ .

Откуда

G_a^ІІ = G_a^І(i₃ – i₈)/(i₄ – i₇).

Определение объемных производительностей, мощностей и холодильного коэффициента выполняется также по формулам (4.3) – (4.9).

С равнение энергетической эффективности

На рис. 3.8 показаны теоретические циклы двухступенчатых холодильных машин.

Цикл с двухкратным дросселированием и с полным промежуточным охлаждением – 1 – 2 – 3 – 6 – 7 – 8 – 9 – 12 – 13.

Цикл с двухкратным дросселированием и с неполным промежуточным охлаждением – 1 – 2 – 3 – 4 – 5 – 8 – 9 – 12 – 13.

Цикл с однократным дросселированием и с полным промежуточным охлаждением – 1 – 2 – 3 – 6 – 7 – 8 – 9 – 10 – 11.

Цикл с однократным дросселированием и с неполным промежуточным охлаждением – 1 – 2 – 3 – 4 – 5 – 8 – 9 – 10 – 11.

Установлено, что энергетическая эффективность полного и неполного охлаждения после первой ступени компрессора зависят от термодинамических свойств рабочих веществ. Для высокомолекулярных рабочих веществ, например, для хладонов, у которых необратимые потери, связанные с перегревом, относительно небольшие целесообразнее использовать цикл с перегревом пара на входе во второй компрессор, т. е. цикл с неполным промежуточным охлаждением. Для низкомолекулярных рабочих веществ, например, для аммиака, у которого относительно большие необратимые потери, связанные с перегревом, перегрев на всасывании не рекомендуется.

В реальных условиях в цикле с однократным дросселированием охлаждение рабочего вещества, идущего по змеевику промежуточного сосуда, идет при конечной разности температур, что приводит к дополнительным необратимым потерям. По этой причине энергетическая эффективность цикла с двухкратным дросселированием выше, чем в цикле с однократным дросселированием. Однако, несмотря на меньшую энергетическую эффективность, холодильные машины, работающие по циклу с однократным дросселированием, имеют ряд эксплуатационных преимуществ, поэтому они широко распространены.

Таким образом, при выборе схемы двухступенчатой холодильной машины следует учитывать такие факторы, как температуры внешних источников, тип рабочего вещества, особенности охлаждаемого объекта и т.п.