Компрессионные холодильные установки

 Самыми распространенными и достигшими в конструктивном отношении высокой, степени совершенства и экономичности являются поршневые компрессионные холодильные машины.

1. Паровые компрессионные холодильные машины. В паровых холодильных машинах в качестве рабочего тела (хладоагента) используются жидкости с низкими температурами кипения. Работа идеальной компрессионной паровой холодильной машины теоретически осуществляется по обратному циклу Карно, в описании которого мы опустим все подробности, хорошо известные из курса термодинамики.

Тепловой баланс идеальной компрессионной установки согласно рис. 9-1 можно представить в виде

(9-1)

и ли

где q₀ — тепло, подведенное к испарителю, кДж/кг; q_k — тепло, отведенное из конденсатора, кДж/кг; L_k=h₂-h₁ - работа сжатия паров хладоагента в компрессоре, кДж/кг; L_д=h₃-h₄ — работа расширения паров хладоагента в детандере, кДж/кг; h_1, h_2, h_3, h₄ — энтальпии соответствующих точек на диаграмме (рис. 9-1).

В качестве показателя энергетической эффективности идеальной компрессионной установки, работающей при температуре Т₀, служит холодильный коэффициент ε_и , представляющий собой отношение холодопроизводительности или количества тепла , подведенного к испарителю от тела, имеющего температуру Т₀, к количеству затраченной на работу компрессора энергии в тепловых единицах L :

(9-2)

Для идеальной компрессионной установки из уравнения (9-1) можно видеть, что

Действительная одноступенчатая компрессионная холодильная машина. На рис. 9-2,а показана схема, а на рис. 9-2,б — процесс работы действительной паровой механической холодильной установки на T-s-диаграмме. Основными отличиями действительного процесса от идеального являются следующие:

а) В целях упрощения установки детандер заменяют регулирующим дроссельным вентилем. Вследствие этого процесс идет не по адиабате, а по линии i=const; при этом уменьшаются холодильный коэффициент и удельная холодопроизводительность (на величину площадки d-6-5-e-d); кроме того, увеличивается расход энергии на величину L_Д. Энергетические потери в результате замены детандера дроссельным вентилем растут с увеличением отношения T_k/T₀. При прочих одинаковых условиях эти потери больше для холодильных агентов, имеющих меньшую теплоту парообразования r и более пологие линии энтальпий.

б) Чтобы компенсировать уменьшение холодопроизводительности за счет дросселирования, применяют переохлаждение холодильного агента после конденсатора (участок З-4 на рис. 9-2,б). Такое изменение в цикле увеличивает удельную холодопроизводительность на величину площадки d-6-5-e-d. После переохлаждения хладоагента процесс идет по линии 4-5, а испарение — по линии 5-1э. При отсутствии переохлаждения дросселирование проходит по линии 3-6, а испарение — по линии 6-1'. Для переохлаждения холодильного агента в схему включается переохладитель V.

в) Процесс сжатия осуществляется не в области влажного пара (линия 1-2), как это имеет место в идеальном цикле, а в области перегретого пара и не по адиабате, а по политропе 1'-2". Вследствие этого холодопроизводительность увеличивается незначительно (на пл. 1-1'-b-c-1), a расход энергии на сжатие увеличивается в значительно большей степени (на пл. а-b-2'-2"-а). Однако такое изменение процесса дает ряд преимуществ: исключается возможность гидравлических ударов и повышается на­дежность работы компрессора, уменьшается роль вредного пространства, увеличивается объемный коэффициент λ , и повышается внутренний к. п. д. компрессора. Для осуществления сухого хода компрессора в схему на рис. 9-2,а включается отделитель жидкости VI. Принцип работы холодильной установки с введением пароохладителя V и отделителя жидкости VI остается неизменным.

Напишем основные уравнения для одноступенчатой установки: работа сжатия

(9-4)

подвод тепла в испарителе

(9-5)

дросселирование

(9-6)

суммарный подвод тепла в компрессоре и испарителе

(9-7)

суммарный отвод тепла в конденсаторе и переохладителе

(9-7)

(9-8)

удельная затрата работы

кДж/кг (9-9)

удельная затрата работы при адиабатном процессе сжатия пара (по линии 1'-2')

кДж./кг, (9-10)

где η_i — внутренний индикаторный к. п. д. компрессора; p₀ — давление и испарителе. Па; p_k — давление в конденсаторе. Па; υ₀ — удельный объем рабочего агента в испарителе, м³/кг; χ — показатель адиабаты.

Двухступенчатая компрессионная машина. В некоторых случаях, натри мер для быстрого замораживания водоносных слоев грунта и ряда технологических процессов, требуются более низкие температуры (от —40 до —60°С) . В этом случае получается отношение p_k- p₀ > 6÷8 . С увеличением степени сжатия P_k / P₀ в одной ступени уменьшаются коэффициент подачи λ в индикаторный η_i к. п. д. поршневых компрессоров. При многоступенчатом сжатии степень сжатия в каждом цилиндре уменьшается и коэффициенты λ и η_i увеличиваются.

Рабочий процесс холодильной машины с двухступенчатым сжатием показан на T-s-диаграмме на рис. 9-3,б. Пары хладоагента сжимаются в цилиндре высокого давления p_k ц. в. д. (линия 6-7) до давления и нагнетаются в конденсатор I, в котором происходит охлаждение их до тем­пературы Т_К (линия 7-7") и конденсация (линия 7"-8). После этого дав­ление жидкости редуцируется регулирующим вентилем II до давления р"о (линия 8-5). В промежуточном сосуде III жидкость отделяется от пара, который с параметрами точки 6 отсасывается в ц. в. д., а жидкость с параметрами точки 3 поступает во второй регулирующий вентиль IV. При проходе через второй регулирующий вентиль IV давление жидкого хладоагента редуцируется до p`₀ (линия 3-4). затем он испаряется в ис­парителе V (линия 4-1), засасывается в цилиндр низкого давления ц. н. д., где сжимается до давления p``<sub>0</sub> (линия 1-2), и поступает в поверхностный охладитель VI для охлаждения до температуры T``₀ (линия 2-6). Затем пар направляется в промежуточный сосуд III, в котором смешивается с отсепарированным паром после регулирующего вентиля II; смесь этих паров с параметрами точки 6 поступает в цилиндр высокого давления, и цикл повторяется.

Воздушные и газовые холодильные машины. Идеальная газовая холодильная машина. В первых холодильных машинах с механическим приводом холодильным агентом являлся воздух. Но уже с конца XIX в. воздух был вытеснен аммиаком и углекислотой, вследствие того, что газовая, в частности воздушная, холодильная ма­шина в большинстве случаев менее экономична, чем паровая, процессы отдачи и восприятия тепла в ней протекают не по изотермам, а по изобарам, и для получения одной и той же холодопроизводительности требуется большая затрата механической энергии.

Из изображенной на рис. 9-4,б T-s-диаграммы видно, что при Т₁ и Т₃, одинаковых для обоих циклов, затрата энергии определяется пл. 1-2'-3-4'-1 большей, чем пл. 1-2-3-4, равная затрате энергии в паро-компрессионной установке. Кроме того, воздух и другие газы имеют ма­лую теплоемкость, вследствие чего обычно требуются большие расходы их, чем объясняются большие размеры газовых поршневых компрессионных машин.

При температуре ниже нуля работа компрессионной установки возможна только на сухом воздухе, так как при влажном воздухе в детандере выпадают кристаллы снега и работа его ухудшается. Принципиальная схема воздушной поршневой холодильной машины отличается от рассмотренной ранее схемы тем, что вместо конденсатора и испарителя устанавливают охладитель воздуха II и подогреватель IV (рис. 9-4,а).

Х олодильный коэффициент теоретического рабочего цикла воздушной холодильной машины определяют из условий

Для идеальных газов c_р = const и формула примет вид:

(911)

Ротационные компрессоры.

Ротационным называется компрессор с вращающимся поршнем. Наибольшее распространение получили ком­прессоры с катящимся поршнем (рис. 9-8). По сравнению с поршневыми компрессорами они более компактны, имеют в несколько раз меньший вес, и не требуют специальных фундаментов, а могут устанавливаться на простых сварных рамах. Их недостатками являются более низкий механический к. п. д. (0,72—0,76), небольшие значения сжатия ( р_НАГН — р_ВСАС), порядка (4 5) 10⁵ Па. Поэтому они изготовляются только для установок небольшой холодопроизводительности.

Поршневые холодильные компрессоры.

Наибольшее распространение в небольших и средних холодильных установках получили поршневые компрессионные паровые машины.

Поршневые компрессоры могут быть двухцилиндровые или многоцилиндровые. В зависимости от процесса сжатия они подразделяются на простого и двойного действия, а также на прямоточные и непрямоточные. В цилиндре прямоточного компрессора хладоагент перемещает­ся только в одном направлении, т. е. с одной стороны цилиндра засасывается пар низкого давления, а с другой выходит сжатый пар при более высокой температуре. Доведение числа ходов поршня до 740— 1440 в минуту, а в малых компрессорах до 2 900 позволяет обходиться без редукторов и соединять коленчатый вал компрессора непосредственно с электродвигателями.

Объемные и энергетические коэффициенты поршневых компрессоров. На рис. 9-12 изображена индикаторная диаграмма идеального и действительного поршневых компрессоров. Действительный процесс компрессора отличается от идеального процесса наличием вредного пространства υ_с и падением давления Δp_k в нагнетательных и Δp₀ во всасывающих клапанах компрессора, а также неадиабатностью сжатия из-за теплообмена между холодильным агентом и стенками цилиндра и трения поршня о стенки цилиндра.

Действительная объемная производительность поршневых компрессоров:

простого действия

м³/ч,

или

м³/с; (9-12)

двойного действия

м³/ч,

м³/с (9-13)

где D — диаметр поршня, м; V_П — объем, описываемый за один ход, м; d — диаметр штока, м; l — ход поршня, м; n — число оборотов в минуту; m — число цилиндров; — коэффициент подачи компрессора.