А. В. Бараненко. Холодильные машины

3

J Jl

"

Рис. 3.2. Схема и теоретический цикл одиоступеичатой ХОЛОДИJIЬИой машииы

с дроссельным вентилем

Работа этого цикла lmin сп пл. 1-а-с-4. Необратимые потери,

связанные с дросселированием, эквивалентны площади 0-3-с-4. Методика их определения была показана в § 1.2. Необратимые

потери, связанные с охлаждением рабочего вещества 2-Ь при конечной разности температур, эквивалентны площади Ь-2-а, методика определения которых также была дана в § 1.2.

Кроме того, при замене детандера на дроссельный вентиль,

уменьшается холодопроизводительность на величину !J.qo :;:

= пл. m-5-4-n. Это происходит вследствие того, что работа, которая могла бы быть получена в И30энтропном процессе 3-5 (ил. 0-3-5) полностью превращается в теплоту и подводится

к рабочему веществу в процессе дросселирования (см. § 1.2), поэтому часть рабочего вещества выкипает (процесс 5-4).

Цикл Карно, показанный на рис. 3.1, практически осущест­

вить очень сложно, поэтому именно цикл с дроссельным венти­

лем и всасыванием сухого насыщенного пара является теорети­

ческим (образцовым) циклом для одностynенчатых ХОjlОДИЛЬНЫХ

Определим основные величины, характеризующие этот цикл:

Цикл: со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой. Методика расчета этого цикла (рис. 3.3) была разработа­ на на кафедре холодильных машин СПБГАХПТ [52). Сжатие рабо­

чего вещества по правой пограничной кривой (процесс 1-2) осу­

ществляется за счет впрыскивания в полость сжатия компрессо­

ра 1 жидкого рабочего вещества, которое полностью испаряется,

отбирая теплоту перегрева. Количество впрыскиваемого рабоче­

'го вещества в каждый момент времени должно быть таким, что­

бы сжимаемое рабочее вещество оставалось в состоянии сухого

насыщенного пара. После сжатия в компрессоре, рабочее вещест­

во попадает в конденсатор 11, затем основная его часть, пройдя через дроссельный вентиль 111, идет в испаритель V, а часть направ­

ляется через дроссельное устройство 1V на впрыск в компрессор.

т

ds

s

Рис. 3.3. Схема и теоретический цикл одиоступеичатой холодильиой ма­

шины со сжатием пара по правой пограиичиой кривой

Предположим, что через испаритель проходит 1 кг рабочего

вещества, тогда для отвода теплоты перегрева через дроссельное

устройство должно пройти некоторое количество рабочего вещест­ ва у, поэтому в конденсаторе должно конденсироваться (1 + у) кг

рабочего вещества. В компрессоре в процессе сжатия количест­

во рабочего вещества увеличивается от 1 до (1 +. у) кг. Уравнение теплов~го баланса отвода теплоты перегрева в про­

цессе сжатия будет иметь вид

где с; - теплоемкость сухого насыщенного пара (принята по­ ложительной); qoy - удельная массовая холодопроизводитель-

Выражение для энтальпии сухого насыщенного пара i; име­

ет вид

(3.14)

где e~ - среднее значение теплоемкости насыщенной жидкос­

Зависимость теплоты пар~разования от температуры мож­

но выразить в виде полинома

ro = а + ЬТ + еТ2,

(3.15)

где а, Ь, е - постоянные величины.

. Тогда, используя выражения (3.14) и (3.15), получим

qoy =to +e~(Ty -То)+а+ЬТу +сТ; -t4 =

= а - (t 4 - to) - c~To + (e~ + Ь)Ту + еТ;.

Обозначив величину а - (i4 - i o) - c~Тa буквой В, а: (c~ + Ь) бук­

вой А, имеем

(3.16)

В конечном итоге уравнение теплового баланса примет вид

Используя выражение (3.19), можно получить значение ко­

личества впрыскиваемого вещества у на любом участке процес­ са сжатия 1-2.

Работа, затрачиваемая в цикле 1-2-3-4, определяется из

Эффективность цикла 1-2-3-4 зависит от безразмерной ве­ личины П,

Таким образом, эффективность цикла со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой зависит от режима рабо­ ты машины и термодинамических свойств рабочего вещества. Например, при температурах ТК = 288 К и То = 258 К для таких рабочих веществ, как Rll, R12, R22, дЛЯ которых П= 0,034 + 0,086, увеличение холодильного коэффициента цикла 1-2-3-4 по срав­ нению с холодильным коэффициентом цикла 1-а-3-4 состав­ ляет 2-5%. Для аммиака, коэффициент П которого в том же режиме равен 0,15, эффект составляет 12,5%.

Цикл со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой наиболее ш!рспективен для холодильных машин с .вин­

товыми компрессорами, которые допускают наличие жидкости

вполости сжатия.

§3.2. дЕйcrвитЕльныIE ЦИКЛЫ И принципиАльныIE СХЕМЫ

ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Одиоступенчатая холодильная машина со всасыванием перегретого пара. Действительные процессы, которые происхо­ дят в элементах реальной холодильной машины, существенно от-

личаются от теоретических. Одним из отличий действительных

циклов является наличие конечной разности температур в'процес­

сах теплообмена рабочего вещества с внешними источниками.

Рассмотрим, как определяются температуры кипения То и конденсации Тк в действительном цикле одноступенчатой холо­

дильной машины.

Если теплота от конденсатора отводится водой, то температу­

ра конденсации ТК выбирается на 5-8 ос выше средней темпе­ ратуры воды, нагрев которой в конденсаторе составляет 4-5 ос. Когда отвод теплоты осуществляется воздухом, то ТК на 10-20 ос

выше средней темпераТуры воздуха, который нагревается в кон­

денсаторе на 6-8 ос. Температура воды или воздуха при входе

в конденсатор задается в зависимости от географического рас­

положения холодильной машины.

В том случае, когда теплота от охлаждаемого объекта ("ли

среды) подводится к испарителю с помощью жидкого теплоно­ сителя (хладоносителя), например рассола, водного раствора эти­ ленгликоля, R30, или в испарителе охлаждается какая-либо жцд­

кость, используемая в технологических процессаХ, '00 задается

температура хладоносителя на выходе из испарителя, принима­

ется его охлаждение на 4-5 ос, а разность температур между

средней температуро'й хладоносителя в испарителе и температу­

рой кипения - 5-8 ос. Когда охлаждаемая среда - воздух или

какой-либо газ. то разность температур между средней темпера­ турой воздуха и температурой кипения рабочего вещества около

10 ос.

Приведенные перепады температур являются ориентировоч­ ными и зависят от рабочего вещества, типа теплообменных ап­ паратов и некоторых других факторов, о чем более подробно

будет рассказано в главе 10.

На рис. 3.4 показаны принципиальная схема-и цикл на а-Т­ диаграмме реальной холодильной машины. Рабочее вещество по­

ступает в компрессор в состоянии перегретого пара при темпе­

ратуре Т1 (точка 1 может находиться выше линии Тинт) и дав­

лении РВС. Перегрев на всасывании 5-1 О ос необходим для того,

чтобы обеспечить безопасную работу компрессора, так как попа­

дание жидкости в цилиндр поршневого компрессора может при­ вести к гидравлическому удару, для других типов компрессоров

это тОже нежелательно.

Процесс 1-28 - теоретическое изоэнтропное сжатие. В ре­

альных условиях процесс сжатия может идти по линии 1-2, если компрессор неохлаждаемый, или 1-2' - в том случае, когда

в компрессоре, как, например, в поршневом, есть охлаждаемая

рубашка или в полость сжатия подается масло, как в винтовом. Сжатие рабочего вещества происходит до давления нагнетания

Рн, ,J<oтopoe отличается от давления конденсации РК на значение

гИj(раВJlИЧеских потерь в нагнетательном трубопроводе, которые

задаются или рассчитываются. В нагнета~льном трубопроводе

80

2

т

s

Рис. 3.4. Схема И действительный ЦИКJI односту- . пенчатой холодильной машИНЫ

возможно охлаждение рабочего вещества - процесс 2-3. В не­

которых случаях гидравлические и тепловые потери в нагнета­

тельном трубопроводе можно не учитывать. В конденсаторе ра­

бочее вещество сначала охлаждается до состояния сухого насы­

щенного пара, а затем конденсируется при давлении РК и тем­

пературе Тк' При выходе из конденсатора рабочее вещество мо­

жет находиться в состоянии насыщенной жидкости или его тем­ пература может быть на 2-3 ос ниже температуры конденса­

ции, что зависит от типа конденсатора. Далее следует процесс

дросселирования 4-5. Строго говоря, при движении рабочего

вещества от конденсатора до дроссельного вентиля оно может

охлаждаться или нагреваться вследствие теплообмена с окру­ жающим воздухом. Однако из-за незначительной разности тем­ ператур в процессе теплообмена и небольшой поверхности тепло­

обмена этим процессом можно пренебречь. Кроме того, пре­ небрегают также гидравлическими потерями на участке трубо­

провода от конденсатора до дроссельного вентиля, так как они,

как правило, малы.

81

6 п/р л. С. Тимофеевскоro

В испарителе рабочее вещество кипит при давленииро и тем-'

пературе То под воздействием теплоты, получаемой от хладоно­ сителя. На выходе из испарителя (точка 6) рабочее вещество

может находиться в состоянии сухого насыщенного или пере­

гретого пара, что зависит от типа испарителя и вида рабочего

вещества. Во всасывающем трубопроводе, вследствие гидравли­

ческих потерь, давление понижается до Рве' которое зависит от

размеров трубопровода и наличия в нем каких-либо местных

сопротивлений. '

Исходными величинами для теплового расчета действитель­

ного цикла являются: холодопроизводительность Qo' темпера­ тура воды (или воздуха) при входе в конденсатор Тш1, темпера­ тура хладоносителя на выходе из испарителя Тв2' а также рабо­ чее вещество, которое задается или выбирается в зависимости от конкретных услов~й.

После определения ТО' Ро' Тк, Рк' а также рн и Рве цикл холо­

дильной машины вписывается в тепловую диаграмму. Наибо­

лее распространенными являются диаграммы в-Т и i-p.

В заданную холодопроизводительность Qo входят: теплота,

отводимая от хладоносителя, QOs; теплота, поступающая к рабо­

чему веществу в испарителе от наружного воздуха AQ01 (внеш­ ние потери); внутренние теплопритоки, равные теплоте трения при движении охлаждаемой среды (хладоносителя) через испа­

ритель AQ02' т., е.

Удельная массовая холодопроизводительность цикла

Массовый расход рабочего вещества в холодильной машине,

кг/с,

(3.25)

Действительный объем пара рабочего вещества мЗ/ с, кото­

рый образуется в испарителе и отсасывается компрессором по

условиям всасывания,

(3.26)

в реальном компрессоре существуют объемные потери, кото­

рые характеризуются коэффициентом подачи л. (см. главу 7), поэтому объемНая производительность компрессора определяет-

Массовый расход хладоносителя в испарителе, кг/с,

82

(3.28)

где СЗ - теплоемкость хладоносителя; Тз1' Тз2 - температуры

входа и выхода хладоносителя из испарителя.

Количество теплоты QK' которое необходимо отвести от ра­

бочего вещества в конденсаторе, определяется из теплового баланса

где QKoPoB - теплота,. постrпающая в конденсатор от рабочего

вещества, QKoPoB = Gа(tз - t4); AQK1 - теплота, отводимая или

подводимая к рабочему веществу в конденсаторе из окружаю­

щего воздуха в зависимости от соотношения температуры кон­

денсации и воздуха; AQK2 - теплота трения, выделяющаяся при движении воды или воздуха через конденсатор (как правило,

эта величина мала, и ее можно не учитывать).

Массовый расход внешней среды (воды или воздуха), кг/с,

где Сш - теплоемкость внешнего источника (воды или воздуха);

Тw1' Тw2 - температура внешнего источника при входе и вы­

ходе из конденсатора.

Далее определяются энергетические показатели холодильной

машины:

мощность изоэнтропного процесса сжатия, кВт

в реальном компрессоре существуют, наряду с объемными,

также и энергетические потери, которые характеризуются эф-

фективным КПД Т\е (см. главы 7 и 8). Мощность, которая не­

обходима для привода реального компрессора, называется эф­

фективной мощностью Ne и определяется из соотношения

Действительный холодильный коэффициент реальной холо­

дильной машины & д определяется с учетом всех потерь и за­ трат на производство холода в количестве Qo:

(3.34)

8З

6*

где LNHac - суммарная мощность насосов (или вентиляторов),

необходимая для движения внешних источников через конден­

сатор и испаритель, а также мощность масляных насосов, ком­

прессоров, если они имеют индивидуальный привод.

Следует обратить внимание, что холодильный коэффициент

&д не учитывает энергетических затрат на транспортировку хла­

доносителя к охлаждаемому объекту, затрат на привод вентиля­

торов и насосов градирни, а также других затрат энергии, свя­

занных с эксплуатацией холодильной установки, частью кото­

рой является холодильная машина. .

На рис. 3.4 условно показаны температуры окружающей сре­

ды и источника низкой температуры. Для этих условий обрати­

мым циклом будет цикл a-b-c-d, при помощи которого t ми­

нимальными затратами, эквивалентными площади a-b-c-d, можно перенести теплоту qо от источника низкой температуры

кокружающей среде.

Вдействительных условиях осуществляется цикл 1-2-3-4- 5-6-1, работа которого эквивалента площади 1-2-4-0-6-1. Как

следует из сравнения этих площадей, необратимые потери дей­ ствительного цикла значительно увеличивают работу обратимо­

го цикла:

Поэтому как при проектировании холодильной машины, так

и при ее эксплуатации необходимо стремиться i< сокращению

необратимых гидравлических и тепловых потерь, что в конеч­

ном итоге сокращает расходы на производство искусственного

холода.

Одноступенчатая холодильная машина с водяным теплооб­ менником. Принципиальная схема,представленная на рис. 3.5, отличается от предыдущей тем, что перед дРоссельным венти­

лем установлен теплообменник, в котором охлаждается рабочее

вещество в процессе '4-5. Остальные процессы идут так же, как в предыдущем цикле. Следует отметить, что при изображении

циклов с охлаждением жидкого рабочего вещества ниже темпе­ ратуры конденсации на s-Т-диаграмме необходимо иметь в виду, что линия процесса 4-5, совпадающая с левой пограничной кри­ вой, показана условно, так как, строго говоря, изобары в облас­ ти жидкости идут более полого, чем левая пограничная кривая.

Изображение процесса 4-5 по левой пограничной кривой прак­

тически не влияет на анализ и расчеты цикла.

Охлаждение происходит за счет внешнего источника с более

низкой температурой, например артезианской воды. Понижение температуры рабочего вещества перед дроссельным вентилем ведет к увеличению удельной массовой ХОJIОДОПроизводительности на

84

т

2

7

Рис. З.5. Схема и действительный цикл оДноступеи­ чатой холодильной машины с ~Дяным. теплообмен­

ником

величину !::.qo (рис. 3.5). Повышение холодопроизводительности

машины !::.QOт = Ga!::.qo, однако при этом затрачивается мощность

для привода. водяного насоса NВ.Н.Т'

Действительный холодильный коэффициент реальной холо­

дильной машины .

(3.36)

Как правило, увеличение холодопроизводительности !::.QOт' вли­ яет на &д в большей степени, чем NB,H,T' и &д увеличивается,

однако в любом случае необходимо сделать технико-экономи­ ческий анализ.

85

Основные величины, характеризующие действительный цикл 1-2-3-4-5-6-7-1 с учетом ранее принятых обозначений, опре­

деляют по следующим уравнениям:

Одноступенчатая холодильная машина с регенеративным

теплообменником. Охладить рабочее вещество перед дроссельным

вентилем, чтобы сократить необратимые потери, можно холод­

ным паром, идущим из испарителя. Принципиальная схема та­

кой машины и ее действительный цикл на диаграмме i-p пока­

;JaHbl на рис. 3.6. В этой машине пар рабочего вещества в состо­

янии 7 направляется в регенеративный теплообменник, где ох­

лаждает жидкое рабочее вещество, которое идет из конденсато­

ра. В результате теплообмена пар нагревается - процесс 7-8, а

Жидкость охлаждается - процесс 4-5, вследствие этого повы­ шается удельная массовая холодопроизводительность цикла на

величину AQo == i6, - i6• Однако при этом увеличивается и работа,

затраченная в компрессоре, так как повышение температуры вса­

сывания влечет за собой увеличение работы на величину Al

(см. главу 7). Поэтому эффективность этого цикла, холодиль~

ный коэффициент которого 1: == (Qo + АQо)/(lц + Al ), зависит от соотношения AQo/AlK , т. е. от термодинамическихKсвойств рабо­

чих веществ (см. главу 2).

Действительный холодильный коэффициент реальной холо­

дильной машины

(3.37)

где А N e - увеличение мощности, затраченной на привод ком­

прессора из-за повышения температуры всасывания.

Регенеративный цикл применяют для высокомолекулярных рабочих веществ, к которым отнОсятся хладоны, так как эти

вещества имеют относительно БОльшие необратимые потери, свя­

занные с дросселированием. Применение этого цикла для низ­

комолекулярных рабочих веществ, например для аммиака ко­

торый имеет относительно большие необратимые потери, 'свя­

занные с перегревом, ведет к понижению холодилыiгоo коэффи­

циента, так как в этом случае сокращается меньшая часть по­

терь (связанная с дросселированием) и увеличивается БОльшая

часть потерь (связанная с перегревом). Поэтому для аммиачных

холодильных машин схему с регенеративным теплообменником

86

Рис. 3.6. Схема и действительвый ЦИКJI одиоступен­

чатой холодильной машины с регенеративным теп­ лообменником

не применяют. Для хладоновых холодильных машин наличие регенеративного теплообменника имеет ряд положительных

факторов.

Прежде всего, регенеративный теплообменник способствует

организации циркуляции масла в системе холодильной маши­ ны. Из испарителя рабочее вещество отб~рается в состоянии су­ хого насыщенного пара (или влажного пара со степенью сухости

0,95-0,98), поэтому вместе с паром из испарителя выходят ка­

пельки жидкого рабочегО вещества, в котором растворено масло.

В теплообменнике жидкое рабочее вещество испаряется, а масло по всасывающему трубопроводу возвращается в компрессор. Если

удаления масла из испарителя не организовать, то его концентра­

ция в испарителе будет постоянно расти, что отрицательно ска­

зывается на зффеI{ТИВНОСТИ машины. С другой стороны, будет

уменьшаться количество масла в маслосистеме, что при отсут­

ствии автоматической защиты может привести к серьезной

аварии.

Кроме того, регенеративный теплообменник защищает порш­ невой компрессор от гидравлического удара, т. е. от попадания жидкого рабочего вещества в цилиндр компрессора, также при­ водящего к аварии. Перегрев рабочего вещества на всасывании ведет также к повышению объемных и энергетических коэффи­ циентов компрессоров объемного принципа действия (см. главу 7).

Остановимся на расчете цикла холодильной машины с реге­

неративным теплообменником. Как уже отмечалось, рабочее вещество в точке 7 - это сухой насыщенный пар или влажный

пар при х = 0,95 + 0,98. ПеJ)E!Пады давлений (в нагнетательном

трубопроводе РН - Рк, во всасывающем трубопроводе Р:.с - Рве ; в регенеративном теплообменнике РО - Р:.с) рассчитывают или принимают в зависимости от конкретных условий. При движе­ нии жидкости в регенеративном теплообменнике в процессе 4-5

также происходит падение давления, однако это падение давле­ ния невелико и не оказывает влияния на расчет цикла, поэтому

его можно не учитыва.ть.

Нагрев рабочего вещества в процессе 7-8принимают около

20 ос. Эта величина может изменяться в зависимости от условий

работы машины. Температуру рабочего вещества в точке 5 опреде­

Одноступенчатая холодильная машина с регенеративным

теплообменником и бессальвиковым компрессором. В ХQЛОДИЛЬ­

ных машинах малой и средней производительности часто при­

меняют бессальниковые и герметичные компрессоры, т. е. ком­

прессоры, которые расположены в одном кожухе с электродви­

гателем, охлаждаемым холодным паром рабочего вещества (про­ цесс 8~1), идущего затем во всасывающую полость компрессора. Принципиальная схема и цикл на t-р-диаграмме такой холо­ дильной машины показаны на рис. 3.7.. Все узловые точки циJ(­ ла определяют так же, как и в предыдущей схеме, за исключе­ нием точки 1.

Точку 1 определяют из теплового баланса процесса охлаж­

дения электродвигателя методом последовательных приближений.

Количество теплоты, кВт, которое выделяется электродвига­

телем,

АQэл = Nэл(1 - Т\эл)'

где Nэл - мощность, потребляемая электродвигателем; Т\эл -

КПД электродвигателя.

Количество теплоты, кВт, которое подводится к рабочему веще­ ству при его движении через электродвигатель в процессе 8-1,

Состояние рабочего вещества в точке 1 :Можно определить

идругим методом.

Вуравнении (3.38) значение l8 определяют по предварительно

заданному холодильному коэффициенту

тогда уравнение (3.38) примет вид

Полученное значение холодильного коэффициента сравнива­ ют с заданным. Если есть расхождение, расчет повторяют.

§ 3.3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ И ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Влияние многоступенчатого сжатия и дросселирования на необратимые потери и энергетическую эффективность в цик­

лах холодильных машин. При увеличении отношения давле­

ний риfРо необратимые потери, связанные с дросселированием,

возрастают. Рассмотрим, как изменятся необратимые потери при замене O~HOKpaTHOГO дросселирования на двукратное. На диаграм­ ме в-Т (рис. 3.8, а) показан обратный цикл 1-2-3-4. В этом цикле все процессы, кроме процесса дросселирования 3-4, об­ ратимы. Необратимые потери, связанные с этим процессом, будут

эквивалентны площади b-3-k-4. Заменим однократное дроссе­

лирование на двукратное. В этом случае в конце первого про­ цесса дросселирования (процесс 3-с) образуется влажный пар

со степенью сухости Хс' который состоит ИЗ ХС (кг) сухого насы­

щенного пара и (1 - ХС> (кг) насыщенной жидкости. Пар отса­

сывается первым компрессором, а жидкость идет ко второму

дроссельному вентилю, где дросселируется второй раз (процесс а-7). Необратимые потери в результате первого дросселирова­ ния будут эквивалентны площади и a-3-d-c, а в результате

второго дросселирования - площади Ь-а-е-7, умноженной на 1 - Хс' Так как ХС < 1, то

пл. a-3-d-c + (пл. Ь-а-е-7)(1- ХС> < пл. b-3-k-4,

90

тт

Рис. 3.8. ВлияНие многоступенчатого сжатия и дросселирования на энергетичес­

кую эффективность цикла (а) и необратимые потери при дросселировании (6)

т. е. необратимые потери, связанные с дросселированием, со­

кращаюreя при замене однократного дросселирования на двукратное

(многократное). Это является одной из причин перехода к много­

ступенчатому сжатию.

Увеличение степени повышения давления риfРо и разности

давленийрjро ведет к уменьшению объемных и энергетических

коэффициентов, т. е. к снижению эффективности холодильной

машины в целом, росту температуры нагнетания, что может вы­

звать температурные деформации, пригорание масла в нагнета­

тельных клапанах поршневых компрессоров и, как крайний слу­

чай, самовозгорание масла.

При увеличении отношения риfро степень сухости рабочего

вещества в конце дросселирования увеличивается, т. е. растет

количество пара, поступающего в испаритель, этот пар ухудша­

ет интенсивность теплообмена. В то же время этот пар необхо­

димо сжимать в интервале давлений р/ро. Очевидно, целесооб­

разнее осуществлять ступенчатое дросселирование с отбором об­

разовавшегося пара. .

Все перечисленные факторы являются причинами, по кото­

рым при риfро ~ 8 необходимо переходить к многоступенчатому

сжатию.

Рассмотрим, как влияют многоступенчатое дросселирование с промежуточным отбором пара и многоступенчатое сжатие на

работу сжатия рабочего вещества (рис. 3.8, б).

На рис.3.9 показана принципиальная схема холодильной ма­

шины, в которой количество ступеней дросселирования равно n.

Условно разделим работу сжатия пара рабочего вещества на

две части:

где l~ - работа, затраченная на сжатие пара, образовавшегося

при однократном или многократном дросселированИИ; l;ж - работа,

91

затра~нная на сжатие пара, образовавшегося в испарителе при

однократном или многократном дросселировании.

Сравним работу сжатия l~ при однократном и многократ­

ном дросселировании.

Будем считать, что к первому дроссельному вентилю из кон­

денсатора подходит 1 КГ жидкого рабочего вещества в состоянии

3 (рис. 3.8, б и 3.9). После первого дросселирования образуется

Х1 (кг) пара и на его сжатие затрачивается работа X 1(i 2(1) - ~(l)'

Эта работа значительно меньше той, которую необходимо оыло

бы затратить, если бы рабочее вещество дросселировалось до дав­

ления РО' и которая равнялась бы x4(i 2 - [ 1)·

Кроме того, Х1 (кг) пара охлаждается после сжатия до тем­

пературы конденсации от состояния 2(1), а не от состояния 2, т. е. теплообмен с окружающей средой происходит при меньшей раз­

ности температур, а значит, уменьшаются необратимые потери

в этом процессе.

Ко второму дроссельному венТилю поступает (1 - х1) (кг)

жидкости, и после дросселирования образуется (1 - х1)х2 (кг)

пара, который отсасывается вторым компрессором, затрачивая

Рис. З. Схема мвоrоступенчатоrо сжатия и.дросселировавия

которую необходимо было бы затратить, если бы дросселирова­

ние было однократным. Такие рассуждения можно продолжить

до n-го дросселирования.

Таким образом, можно записать, что

т. е. работа сжатия l~ж при многократном дросселировании мень­

ше, чем при однократном.

Для того чтобы выяснить соотцошение между работой сжа­

тия l~ж при многократном и однократном дросселировании, необ­

ходимо определить, меняется ли количество жидкости, посту­

пающей в испаритель, так как удельная работа сжатия от давле­ ния РО до РК В обоих случаях одинакова. Рассмотрим неравенство

которое поступает в испаритель при многократном дросселиро­

вании, а в правой - при однократном.

Если не учитывать кинетическую энергию, которая уходит с па­ ром в каждый из промежуточных компрессоров, а именно вели-

чину О,5С;Х1 + О,5С;(1- х1)х2... , то в этом случае многократный

процесс дросселирования можно рассматривать по выходу жид­

кости как сумму дифференциальных процессов дросселирова­

ния .по сравнению с интегральным процессом однократного

дросселирования 3-4, и, следовательно, неравенство (3.42) об­

ращается в равенство

Расчеты показывают, что если учитывать кинетическую энер­

гию, уходящую с паром примногократном дросселировании, то

левая часть неравенства (3.42) лишь незначительно увеличива­ ется по сравнению с правой частью, что не имеет практического

значения [87].

Таким образом, работа l;ж, которая затрачивается на сжатие

пара рабочего вещества, образовавшегося в испарителе, при мно­ гократном и однократлом дросселировании одинакова. Как было

показано ранее, l~ж при многократном дросселировании меньше,

чем при однократном, поэтому работа сжатия 1 при много­

кратном дросселировании будет меньше, чем приС';;днократном.

Учитывая все вышеизложенное, можно сделать вывод о том,

что при замене однократного дросселирования на многократное

повышается энергетическая эффективность холодильной машины.

Ка.к отмечалось выше, переходить к многоступенчатому сжа­

тию необходимо при Р/РО ~ 8. Однако при переходе к много­

ступенчатому сжатию требуются дополнительные капитальные

затраты, так как появляется необходимость в дополнительных

компрессорах, промежуточных сосудах, увеличивается длина тру­

бопроводов и т. д. Поэтому решение о многоступенчатом сжатии

необходимо принимать после технико-экономических расчетов

для конкретных внешних условий и требований к холодильной

машине.

Выбор npомежуточного давления в двухступенчатых холо-

диJIыIыx машинах. Выбор промежуточного давления Рrn зависит

от требований, предъявляемых к холодильной машине. Сущест­

вует несколько способов выбора Рrn' Один ИЗ способов заключа­

ется в том, что промежуточное давление выбирается по условию

минимальной суммарной работы, затраченной на сжатие рабо­

чего вещества в обеих ступенях [62].

Суммарная работа, затраченная на изоэнтропное сжатие ра­

бочего вещества в компрессорах первой и второй ступенях,

~)~k~lP'P~[(:: )';1 -+

где vI , v 11 _ удельные объемы рабочего вещества при всасы­

вани:в п:рвую и вторую ступени соответственно.

Если принять, что температуры всасывания в компрессоры

первой и второй ступеней одинаковы и рабочее вещество подчи-

няется законам идеального газа, то Pov~ = Prnv~ = RTвc ' тогда

после некоторых преобразований получим

Для определения значения Рrn' при котором суммарная работа

Это выражение является приближенным, так как рабочее ве­

щество в процессе сжатия не является идеальным газом и тем­

пературы всасывания в первой и второй ступенях различны. Второй способ определения Рrn - по максимальному холо­

дильному КОЭФФИЦQ:енту. Для этого задаются несколькими значе­

ниями Рrn' И для каждого значения Рrn строят цикл И определя­

ют холодильный коэффициент. Для упрощения расчетов можно

сначала определИТЬРrn по уравнению (3.46), а следующие значе­ ния выбирать меньше и больше этого значения. После определе­

ния нескольких значений Е строят зависимость 1': = {(Рrn), опре­

деляют I':тах И промежуточное давление, которое соответствует

максимальному холодиль'ному'коэффициенту.

Третий способ - по минимальной суммарной теоретической объемной производительностикомпрессоров первой и второй

ступеней 'L v,. . Для этого задаются несколькими значениями

Рrn' определяют объемную производительность компрессора пер-

вой ступени 'V: и второй ступени vTII для каждого из Рrn И стро­

ят зависимость 'L v,. = {(Рrn)' По минимальному значению 'L v,.

выбирают Рrn'

Расчеты показывают, что для двухступенчатой аммиачной хо­

лодильной машины при ТК = 303 К, То = 223 К промежуточное

давление, определенное по зависимости € = f(PJ, равно 0,2 МПа,

по зависимости 'L v,. = {(рт> - 0,18 МПа, а по уравнению (3.46) - 0,215 МПа.

Как следует из этих расчетов, промежуточные давления, оп­

ределенные разными способами, различаются незначительно, поэ­ тому для общих инженерных расчетов можно пользоваться урав­ нением (3.46), а для более точных расчетов или при наличии особых требований к машине - выбирать второй или третий

способы.

Двухступенчатые холодильные машины. с однократным дросселироваlDlем. Двухступенчатая холодильная машина со зме­

евиковым промежуточныM сосудом инеполным промежуточ­

ным охлаждением. Принципиальная схема и теоретический

цикл такой холодильной машины показаны на рис. 3.10. Рабо­

чее вещество в состоянии сухого насыщенного пара (точка 1) поступает в компрессор первой ступени 1, где изоэнтропно сжи­

мается (процесс 2-1) и направляется в промежуточный теплооб­

менник П. В теплообменнике рабочее вещество охлаждается (прО­

цесс 2-3) за счет окружающей среды. Наличие теплообменника

не обязательно и зависит от режима работы машины и рабочего

вещества, так как если точка. 2 находится на уровне температу­

ры окружающей среды, то его установка теряет смысл. После

теплообменника происходит смешение рабочего вещества, иду­

щего из первой ступени и из промежуточного сосуда VI. После смешения состояние рабочего вещества определяется точкой 4.

95