Хладотранспорт / 02-Студентам Хладотранспорт и доставка-2013-2 / 01-Учебник / 2-Главы 4-6-У

Компрессор высокого давления (КВД) отсасывает пары из верхней части сосуда, сжимает до давления pк, одновременно разогревая их до высокой температуры tк, достаточной для самопроизвольного сброса теплоты цикла в окружающую среду.

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

Верхнее pк и нижнее pо давления определяются, также как и в одно-

контурной схеме, требуемыми значениями температур конденсации tк и

кипения tо. Промежуточное же давление может быть произвольным, но его оптимальное значение находится из условия равенства степеней сжатия в компрессорах низкого и высокого давления, т. е.

рпр рк ро .

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.

Рабочий цикл машины представлен на p, i -диаграмме (рисунок 4.19) следующими термодинамическими процессами:

–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 дав-

ления (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');

93

–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).

Рисунок 4.19 – p, i -диаграмма рабочего цикла двухступенчатой паровой компрессионной холодильной машины

Тепловой баланс двухступенчатой паровой компрессионной холодильной машины имеет вид:

qк = qи + qкнд + qквд ,

94

где qк – теплота, выделяемая хладагентом в конденсаторе; qи – то же, по-

требляемая хладагентом в испарителе; qкнд – работа компрессора низкого

давления; qквд – 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 по линии 1–10;

–процесс дросселирования жидкости протекает в терморегулирующем вентиле низкой ступени 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.

4.4.4 Воздушная компрессионная холодильная машина

Использование в качестве хладагента воздуха при всех его термодинамических несовершенствах (отсутствие энергоёмких фазовых переходов, невысокая сжимаемость и др.) привлекательно доступностью, безопасностью (в том числе и экологической), возможностью непосредственной подачи в охлаждаемое помещение (т. е. реализации открытого цикла).

В схеме воздушной компрессионной холодильной машины (рисунок 4.20) целесообразно использовать центробежный компрессор 3 с несколькими ступенями повышения давления. Каждая ступень представлена вращающимся металлическим диском с периферийно расположенными профилированными лопатками и неподвижным направляющим лопаточным аппаратом.

95

Абсорбционная холодильная машина (рисунок 4.21) работает на принципе абсорбции и десорбции газообразного вещества некоторой средой.

Рисунок 4.21 – Принципиальная схема абсорбционной холодильной машины

Абсорбция – поглощение газа всем объёмом среды, которой обычно является жидкость. Наиболее часто в холодильной технике в качестве газа используют аммиак, а абсорбента – вода, хорошо растворяющая аммиак. Получающееся соединение является бинарной смесью с резко различающимися температурами кипения компонентов, что и используется при организации циклически повторяющихся процессов холодильной машины. Аммиак здесь выступает в роли хладагента.

Соединение аммиака с водой происходит в абсорбере (см. рис. 4.21), при этом необходимо отводить теплоту экзотермической реакции. Насыщенный водный раствор аммиака подаётся затем насосом в генератор NH3, где за счёт подвода внешней энергии (пара из котельного агрегата или другого источника) происходит обратный процесс – выпаривание легкокипящего компонента смеси – аммиака.

Процесс поглощения аммиака сопровождается понижением давления и подсосом участвующих в реакции сред, а процесс выпаривания – повышением давления и их нагнетанием. Поэтому нетрудно обнаружить в под-

97

Для рабочего холодильного цикла (контур 1–2–3–4 показан на рисунке 4.22 зелёным цветом), в отличие от теоретического (показан там же красным цветом), характерно, что компрессор всасывает из испарителя не су-

хой насыщенный пар с параметрами pо и tо, а перегретый (точка 1). Перегрев пара происходит в испарителе, трубопроводе или специальном теплообменнике. Пары хладагента адиабатически (по линии s=const) сжимаются до давления в конденсаторе pк (процесс 1–2) и при этом нагреваются за счёт механической энергии (работы) до температуры t2 (перегрев сжатия – точка 2).

Рисунок 4.22 – p, i -диаграмма теоретического и действительного цикла одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины

Горячие пары хладагента по трубопроводу нагнетаются компрессором в конденсатор, где у них при постоянном давлении pк сначала снимается перегрев (процесс 2–2'), а затем начинается их конденсация при постоян-

ных давлении pк и температуре tк. Завершается конденсация в точке 3'; при

99

этом хладагент сбрасывает энергию в окружающую среду (атмосферному воздуху или охлаждающей воде).

Жидкий хладагент переохлаждается в конденсаторе или специальном теплообменнике (процесс 3'–3) для гарантии полного отсутствия пузырьков пара перед регулирующим вентилем и увеличения полезной холодопроизводительности.

Далее жидкий хладагент поступает в терморегулирующий вентиль, где его давление снижается от высокого pк до низкого pо (изоэнтальпный про-

цесс дросселирования 3–4); В конечной точке расширения устанавливается температура tо, а часть жидкости превращается в пар. Полученная парожидкостная смесь направляется в испаритель, где жидкий хладагент кипит при постоянных pо и tо (изобарный и одновременно изотермический процесс 4–1), отнимая теплоту от охлаждаемого объекта (воздуха грузового помещения или рассола). Образующиеся пары хладагента отсасываются компрессором, и цикл повторяется.

Создавая в испарителе низкое давление, компрессор, таким образом, поддерживает непрерывное кипение хладагента в испарителе за счёт отвода теплоты от холодоносителя. Чем ниже надо получить температуру в охлаждаемом объекте, тем ниже должно быть давление в испарителе.

Следует отметить, что в рабочем холодильном цикле в испарителе и конденсаторе давление несколько снижается вследствие потерь напора на трение хладагента о стенки труб, поэтому процесс сжатия паров в компрессоре требует большей затраты работы.

Исходными данными для построения на диаграмме состояний холодильного цикла одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины являются:

–температура кипения хладагента в испарителе – tо;

–температура конденсации хладагента в конденсаторе – tк;

–температура всасывания паров хладагента в компрессор – t1;

–температура переохлаждения хладагента перед ТРВ – t3.

Построение цикла начинают с нанесения изобар pо=const и pк =const,

отвечающих изотермам tо и tк в области кипения. В местах пересечения изобар pо и pк с пограничными кривыми =0 и =1 получаем точки 1', 2', 3' и 4'. Точка 1' соответствует завершению процесса кипения хладагента в испарителе, точки 2' и 3'– соответственно началу и завершению конденса-

100

ции хладагента в конденсаторе, а точка 4' – началу частичного кипения жидкого хладагента при дросселировании его в ТРВ.

На пересечении изотермы t1 с изобарой pо в области перегретого пара получаем точку 1 цикла, из которой проводим адиабату s1-2 до пересечения с изобарой pк. Таким образом получаем точку 2 цикла. Точку 3 получают на пересечении изотермы t3 с изобарой pк в области переохлаждённой жидкости, а точку 4 – на пересечении перпендикуляра, опущенного из точ-

ки 3, с изобарой pо.

Расчёт ходильного цикла

Целью расчёта цикла является определение величины подачи компрессора и тепловой нагрузки конденсатора при заранее известной потребной холодопроизводительности машины.

Сначала по диаграмме состояний (см. рис. 4.22) определяют удельное теплосодержание хладагента (i1, i2, i3, i4) в точках 1, 2, 3 и 4 и основные показатели цикла:

– удельную массовую холодопроизводительность qо, кДж/кг:

qо = i1 – i4;

– удельную работу l, затрачиваемую компрессором на сжатие, кДж/кг:

l= i2 – i1;

–удельную нагрузку на конденсатор qк, кДж/кг:

qк = i2 – i3 = qо + l,

–холодильный коэффициент :

ξqо .

l

Затем определяют величину подачи компрессора Vп.к, м3/с, которая определяет конструктивную реализацию компрессора:

Vп.к Qо v1 , qо

101

где Qо– заданная потребная холодопроизводительность машины, кВт; v1 –

удельный объём паров хладагента при всасывании компрессором (определяется по диаграмме состояний), м3/кг.

Потребная мощность компрессора, кВт:

Nк = Q0 / .

Тепловая нагрузка на конденсатор, т. е. количество теплоты, отводимое от хладагента в конденсаторе в единицу времени:

Qк Q0 Nк Q01ξξ .

Приведённая схема расчёта справедлива для теоретических, рабочих, стандартных или моделированных циклов при соответствующих значениях

tо, tк, t1, t2 и t3.

4.5 Основные элементы транспортных холодильных установок

Компрессоры

Компрессор паровой компрессионной холодильной машины, получившей наибольшее распространение на хладотранспорте, представляет собой сложное устройство с движущимися частями. Он во многом определяет экономичность, надёжность и долговечность машины. Компрессор предназначен для создания низкого давления в испарителе (путём отсасывания паров, образующихся в результате кипения хладагента), и высокого давления в конденсаторе (необходимо для поддержания достаточно высокого уровня температуры сжижения паров хладагента при отводе теплоты в окружающую среду).

Паровые компрессионные холодильные машины комплектуются компрессорами разных типов:

– ротационными и винтовыми, где процесс сжатия паров хладагента происходит за счёт уменьшения замкнутого начального объёма рабочей полости;

102