9.2.1. Цикл парової компресорної холодильної машини

На рис.19 показана принципова схема парокомпресорної холодильної машини. Вона складається з наступних компонентів:

Рис.19. Схема парокомпресорної холодильної машини

1 – дросельний вентиль (адіабатне розширення РТ, що супроводжується зменшенням температури РТ);

2 – конденсатор (ізотермічно – ізобарне відведення теплоти q₁ від РТ у навколишнє середовище, що супроводжується зміною стану РТ) ;

3 – компресор (адіабатне стискуван- ня робочого тіла за рахунок підведення зовні роботи l_з );

4 – привід компресора (електричний або тепловий двигун);

5 – випаровувач (ізотермічно – ізобарне підведення теплоти q₂ до РТ).

Випаровувач 5, як і конденсатор 2,

являє собою теплообмінник для підведення або відповідно відведення теплоти

до робочого тіла.

Зображення циклу парокомпресорної холодильної машини у координатах Т– S наведене на рис. 20.

Рис. 20. Цикл парокомпресорної холодильної машини в координатах T – S

Характеристика процесів циклу:

– процес 1-2 – адіабатний або ізо-ентальпний незворотний процес дроселювання робочого тіла, у ході якого тиск і температура зменшу-

ються

Р₂<Р₁; Т₂<Т₁; l_1-2=0; i₁=i₂; або dS=0;

– процес 2-3 – ізобарно – ізо-термічне підведення теплоти q₂ до робочого тіла – Р₂=Р₃, Т₂=Т₃, що супроводжується зміною фазового стану робочого тіла і відбором теплоти від охолоджуваного об’єк-, та, х₃ > х₂, S₃ > S₂. У випарову- вачах реальних холодильних машин відбір теплоти від охолоджуваних тіл здійснюють до тих пір, поки температура пари холодоагенту не буде перевищувати його температу-

ру кипіння на 5−6^о С.

Це дає можливість підвищити холодопродуктивність холодильної машини на 3 – 5 % на кожний 1 ⁰С збільшення температури випаровування і нормалізувати роботу компресора, запобігати гідродинамічним ударам. У такому разі в компресор надходить не волога насичена пара із крапельками рідкої фази, а суха при х = 1 або дещо перегріта. Такий режим називається “режимом сухого ходу”;

• процес 3 - 4 – адіабатне стискування робочого тіла у компресорі від Р₃ до Р_4, P₄ > Р₃, Т₄ > Т₃, S₃ = S₄;

• процес 4 - 1 – ізобарне відведення теплоти q₁ від РТ, Р₄ = Р₁, що супроводжується зміною його фазового стану (конденсацією), S₁ < S₄. Різниця між температурою конденсації і температурою навколишнього середовища повинна бути якомога меншою. Зниження температури на 1 ⁰С збільшує холодопродуктивність на 1%.

У холодильній техніці при розрахунках частіше використовують не діаграму T – S, а lgP – i - діаграму. По осі аргументів відкладають lgP, а по осі абсцис – питому ентальпію і, кДж/кг. На рис.21 і в додатку 4 показана побудо- ва циклу парокомпресорної холодильної машини у координатах lgP – i.

Рис. 21. Цикл парокомпресорної холодильної машини

в координатах lgP – i

На діаграмі нанесені граничні криві КА (х = 0) та КВ (х = 1), що розділяють площину діаграми на однофазну область рідини (лівіше від кривої КА), двофазну область вологої пари (між лініями АК і ВК) та однофазну область перегрітої пари (правіше кривої КВ). У межах усієї площини діаграми нанесені ізотерми (Т = const) і адіабати (S = const). В області рідини (лівіше від пограничної кривої х =0) ізотерми практично збігаються з вертикальними прямими і = const. В області перегрітої пари ізотерми зі зростанням ентальпії круто падають, а в критичній точці К мають точку перегинання.

Кількість теплоти, що підводиться у процесі 2 – 3 до 1 кг робочого тіла (питома холодопродуктивність), визначається за його основними термодина -

мічними характеристиками за залежністю

q₂ = i₃ – i₂ = T₂ (S₃ – S₂) = r (x₃ – x₂), кДж/кг. (120)

Указана вище кількість теплоти q₂ буде відводитись від охолоджуваного об’єкта, і величина її залежить від потреби об’єкта в охолодженні

де С₀ – масова теплоємність охолоджуваного тіла, кДж/кг гр.;

М₀ – масові секундні витрати охолоджуваного тіла, кг/с;

і – відповідно початкова та кінцева температури охолоджуваного тіла, ⁰С;

α⁰ – прихована теплота фазового переходу “рідина – тверде тіло” для охолоджуваного об’єкта у разі зміни його фізичного стану, кДж/кг;

і – ентальпія охолоджуваного тіла відповідно до та після охолодження, кДж/кг;

М – масові витрати холодоагенту, кг/с.

Абсолютна кількість теплоти, яку потрібно відвести від охолоджуваного об’єкта , визначає (за відсутності втрат) величину необхідної холодопродуктивності холодильної машини:Q₂⁰ = Q₂ = N_x.

Із (120) видно, що величина холодопродуктивності залежить значною мірою від термодинамічних властивостей холодоагенту – перепаду ентропій ∆S і прихованої теплоти пароутворення r. Кількість теплоти, яка відводиться від 1 кг робочого тіла у конденсаторі в процесі 4–1, визначається за залежністю

q₁ = i₄ – i₁, кДж/кг. (122)

Величина зовнішньої роботи на приведення в дію холодильної машини обчислюється за формулою

l_з = q₁ – q₂ = (i₄ – i₁) – (i₃ – i₂) = i₄ – i₃ , кДж/кг. (123)

Холодильний коефіцієнт згідно з (118)

. (124)

Робоче тіло, що виконує роль холодоагенту в компресорних холодильних машинах, повинно задовольняти низку вимог. Основні з них такі:

• тиск насичення Р_н при мінімальній температурі у випаровувачі не повинен бути меншим за атмосферний тиск. Це дає можливість запобігти необхідності підтримувати вакуум у випаровувачі й унеможливлює шкідливе підсмоктування повітря у випаровувач;

• при максимальній температурі робочого тіла у конденсаторі тиск насичення не повинен бути надто високим для запобігання підвищенню товщини стінок комунікацій;

• низька температура кипіння, що дає змогу одержати низькі температури у випаровувачі. Так, для скраплення метану при тиску 0,1 МПа необхідна температура у випаровувачі становить – 160 ⁰С, а температура ки-піння такого поширеного холодоагенту, як аміак NH_3, дорівнює тільки –34^оС при тиску близько 0,1 МПа. Таким чином, використання аміаку як холодоаген- ту не дає можливості розв’язати задачу переведення метану у рідкий стан ;

• відношення величини тиску насичення робочого тіла при найбільшій і найменшій температурах циклу Р₁/Р₂ повинно бути мінімально можливим. Це дає змогу зменшити витрати зовнішньої роботи у циклі на привід компресора (див. залежність 63). Такий же вплив на витрати роботи у циклі має показник адіабати k;

• значна величина прихованої теплоти пароутворення r. . Наприклад, величина r для NH₃ приблизно в 3 рази більша, ніж для фреонів, тому NH₃ забезпечує значно більшу холодопродуктивність на 1 кг холодо- агенту порівняно з фреонами;

• холодоагент не повинен бути токсичним, корозійно-активним, розчинятися у маслі, має бути екологічно – і вогнебезпечним;

• холодоагент повинен мати незначну величину густини, що зменшує витрати роботи на його стискування.

Екологічна чистота холодоагенту визначається потенціалом руйнування озону шару стратосфери, що залежить від вмісту хлору в холодоагенті . Одна молекула хлору зруйновує до 100 тис. молекул озону. В зв’язку з цим в 1992 р. у Копенгагені прийняте рішення про припинення використання озоноруйнівних холодоагентів R11, R12, R502 і заміни їх на екологічно безпечні холодоагенти, що не містять хлору: R32, R134а, R125 та їх суміші.

Холодоагенти, котрі одержують змішуванням декількох хімічних речовин, не повинні мати властивість селективної випаровувальної здатності з різними температурами кипіння.

У таблиці 9 наведені деякі властивості найбільш поширених холодоагентів парових компресорних машин.

Для холодоагентів R11, R12, Ф–13 характерна значна озоноруйнівна активність. Більшість холодоагентів добре розчиняється в маслі, має шкідливий вплив на організм людини, фреони в присутності відкритого полум’я дисоціюють з утворенням отруйного газу – фосгену. Таким чином, жоден з існуючих холодоагентів не задовольняє вказані вище умови.

Основні витрати енергії при виробленні холоду здійснюються для приведення в дію компресора. Потужність приводу залежить в основному від витрат роботи на процес стискування. Дійсні витрати роботи і потужність реального компресора будуть завжди більшими порівняно з ідеальним у зв’язку з наявністю внутрішніх витрат на тертя й теплообмін із навколишнім середовищем, втратами в самому приводі компресора.

Ефективність роботи реальних компресорів порівняно з ідеальними оцінюють величиною відносного термодинамічного ККД _к. Для компресорів із процесом стискування , близьким до ізотермічного (поршневі), величина _к = =0,6 …0,9, а для компресорів із стисненням , близьким до адіабатного (турбокомпресори), _к = 0,75 …0,85. Величина _к показує, наскільки робота,

Таблиця 12

Фізичні властивості холодоагентів

Назва холодо - агенту	Хім. формула	Температу- ра кипін-ня, оС при 1 ата	Тиск при t = 200С, МПа	Теплота випарову – вання, кДж/кг	Клас токсично- сті	Можливість спалахування і горіння
1	2	3	4	5	6	7
Аміак, R717	NH3	– 33	0.87	1200	2	+
Діоксид вуглецю, R744	СО2	– 78	5.8	156	4	–
Фреон-12, R12	СF2Cl2	– 29	0.6	145	5	–
Фреон-13	СF3Cl	– 82	3.2	58	5	–
Фреон-22 R22	СHF2Cl	– 41	0.9	190	5	–
Метан	CH4	– 162	-	–	–	–
R134	CF3CFH2	– 52	0.57	181	–	+
Пропан R290	C3H8	– 42	–	–	–	+
R125	CHF2CF3	– 49	0.32	120	–	+

що витрачається у реальному компресорі, буде більшою порівняно з ідеальним і визначається за залежностями

, або , (125)

де , – відповідно витрати роботи при ідеальному ізотермічному й адіабатному стисненні визначаються за залежностями (64) і (62);

–дійсні витрати роботи на приведення в дію компресора, кДж/кг.

Механічні втрати (тертя, привід) ураховуються механічним ККД компресора _м. Він приймається на рівні 0,85…0,9.

Дійсна потужність, що споживається двигуном компресора для стискування m ( кг/с ) газу, визначається за формулою

, кВт, (126)

де l_K має розмірність кДж/кг, m – кг/с, _м і _к – частки одиниці.

Секундні витрати палива для теплового двигуна привода компресора обчислюються за залежністю

, м³/с, кг/с, (127)

де – теплота згорання палива в кДж/м³ або кДж/кг;

_д – ККД теплового двигуна част. од.