1.3 Опис циклу холодильної установки

Цикл холодильної установки графічно зображується на рис. 3 в діаграмі тиск - ентальпія (lgP-h діаграма).

Зміна стану холодоагенту в процесі стиснення 1-2t може бути отримана тільки в ідеальному компресорі, в якому немає теплообміну з оточуючим середовищем, тобто вся робота стиснення використовується на підвищення температури і тиску холодоагенту. В нашому випадку, стиснення неізотропне (процес 1-2).

Рис. 3. Зображення процесів в координатах lgP-h

Цикл холодильної машини реалізується в закритому контурі:

– лінія 1-2 характеризує процес стиснення парів холодоагенту в компресорі;

– лінія 2-2^/ характеризує процес зниження температури перегрітих парів до температури насичення в конденсаторі;

– по лінії 2^/-3 відбувається процес перетворення в конденсаторі парів у рідину при температурі і тиску конденсації;

– лінія 3-3_р – процес охолодження рідкого холодоагенту в регенеративному теплообміннику;

– лінія 3_р-4 – процес дроселювання в ТРВ;

– лінія 4-5 – процес кипіння рідини у випарнику;

– лінія 5-1 – процес перегріву пари у регенеративному теплообміннику.

1.4 Термодинамічний розрахунок установки

1.4.1 Визначення температури кипіння холодоагенту

Одним з важливих моментів на початку розрахунку схеми холодильної установки (ХУ) є визначення температури кипіння холодоагенту в випарнику. Зменшення різниці температур у випарнику збільшує холодильний коефіцієнт циклу ε, що призводить до зменшення роботи компресора (N_ел) при одній і тій самій холодильній потужності ХУ (Q₀). З іншого боку, зменшення різниці температур збільшує поверхню теплообміну між ними (Q=k∙F∙Δt, Δt↓–F↑).

Схема розподілу температур у випарнику при охолодженні проміжним холодоносієм,показана на рис. 4.

Рис. 4. Розподіл температур при охолодженні проміжним холодоносієм.

Температуру кипіння холодоагенту у випарнику приймають на 4…6 нижчою за середню температуру холодоносія [1]:

, (1)

де – середня температура холодоносія, ;

При охолодження повітря середня температура холодоносія визначається з [1]:

₍₂₎

Тоді за формулою (1):

_{Тиск у випарнику визначаємо з таблиці Д 2 [1]:}

Перепад температур у випарнику приймають рівним 2…4 .

_{Тоді температура холодоносія на вході та на виході з випарника, відповідно, буде рівна:}

₍₃₎

₍₄₎

1.4.2 Визначення температури конденсації холодоагенту

Температура конденсації холодоагенту залежить від температури охолоджувальної води в конденсаторі. Приймаємо систему водопостачання охолодження конденсатора оборотну, в якості охолодника використовуємо бризкальний басейн.

Температура охолоджувальної води на вході в конденсатор:

, (5)

де - коефіцієнт ефективності охолодника, з [1] для бризкального басейну ;

=3.5…5.5°С – перепад температури в конденсаторі, приймаємо .

- температура за мокрим термометром, визначаємо по h-d діаграмі за і

_{Тоді за формулою (5):}

Температура води на виході з конденсатору

₍₆₎

Температура конденсації визначається за формулою:

(7)

_де

_{Тиск у випарнику визначаємо з таблиці Д 2 [1]:}

1.4.3 Визначення кількості ступенів компресора

Ступінь стиснення в компресорі визначається за формулою:

(8)

Приймаємо одноступінчасту схему.

1.4.4 Визначення температури перегріву парів холодоагенту, який всмоктується в компресор

₍₉₎

1.4.5 Визначаємо температуру холодоагенту після регенеративного підігрівника

Переохолодження холодоагенту роблять виключно для збільшення теплоти поглинання у випарнику, за рахунок більшої кількості вологи у вологій насиченій парі на початку випаровування.

Недоліки переохолодження:

- більша витрата охолоджувальної води (але набагато менша в порівнянні з витратою охолоджувальної води на конденсацію);

- більша витрата електроенергії на роботу насосів охолоджувальної води (для подолання тертя і підйомів на різні геометричні висоти).

Якщо не враховувати підвід теплоти з оточуючого середовища через ізоляцію регенеративного ТА, то до пари буде підводитись така ж кількість теплоти, що й відводитись від більш теплого потоку рідини з більш високим тиском.

Відвід тепла від рідини з більшим тиском:

₍₁₀₎

Підвід тепла до пари з меншим тиском:

(11)

Отримаємо:

₍₁₂₎

_{де h1, h5 ентальпія в характерних точках (див. додаток 1):}

h₁=h^//(t₁, P_k)=1659 кДж/кг;

h₅=h^//(t_o, P_k)=1632 кДж/кг.

_{Ср – ізобарна теплоємність рідкого холодоагенту, табл. Д 2:}

_{Тоді за формулою (12):}

За формулою (10):

1.4.6 Побудова циклу і визначення параметрів холодоагенту в характерних точках

Побудову циклу в T-s координатах (див. рис. 3) здійснюємо в такій спосіб. За заданою температурою кипіння аміаку t₀ і тиску кипіння Р₀ на лінії х=1 знаходимо точку 5, h₅=1632 . За температурою конденсації t_к і тиску Р_к на лінії х=0 знаходимо точку 3. Точку 1 знаходимо на перетині ізотерми t₁ з ізобарою Р₀, h₁=1659 .

З точки 1 проводимо ізоентропу в області перегрітої пари до перетину з ізобарою Р_к, отримаємо точку 2t. Визначаємо ентальпію пари аміаку h_2t =2024 в цій точці.

Точку 2 знайдемо на перетині ізобари P_к і h₂.

Точка 3_р характеризує стан конденсату перед дроселем. Вона знаходиться на перетині лінії х=0 з ізотермою t_3р.Проводимо лінію постійної ентальпії h_3р=h₄ до перетину в точці 4 з ізотермою t₀.

1.4.7 Теоретичний тепловий перепад в компресорі

Знайдемо теоретичний тепловий перепад у компресорі:

, (13)

Знаючи ККД процесу стиску ( ) визначимо дійсний тепловий перепад у компресорі:

(14)

Тоді ентальпія пари на виході з компресора дорівнює:

(15)

1.4.8 Параметри робочого тіла в характерних точках циклу

Параметри	1	2	2/	3	3р	4	5
Р, МПа	0,109	1,314	1,314	1,314	1,314	0,109	0,109
t, 0C	-25	170	34	34	28,5	-32	-32
h, кДж/кг	1659	2088	1712,5	583	558	558	1632
s, кДж/(кг·К)	9,29	9,45	8,45	4,73	4,63	4,77	9,24
х	-	-	1	0	-	0,18	1

1.4.9 Вибір холодоносія та його параметри

Якщо температура холодоносія нижче 0⁰С, то в якості холодоносія приймається водний розчин хлористого кальцію CaCl₂. Вміст солі в розчині приймаємо при температурі замерзання , яка на 6-8 нижче робочої температури .

₍₁₆₎

Запишемо фізичні властивості водного розчину хлористого кальцію CaCl₂ з додатків [1]:

• Вміст солі в розчині – 27,5 %(мас.);

• _{Отже по} знайдемо наступні параметри холодоносія;

• Густина при 15°С - 1260 кг/м³;

• Динамічний коефіцієнт в’язкості μ - 164,3∙10⁴ Па·с;

• Коефіцієнт теплопровідності λ – 0,437 Вт/(м·К);

– Питома теплоємність С_р - 2,758 кДж/(кг·К).

1.4.10 Визначення основних характеристик працюючого циклу.

Визначення питомої роботи компресора

₍₁₇₎

Визначення питомої теплоти відведеної в конденсаторі

. (18)

Визначення питомої теплоти пароутворення в випарнику

, (19)

Питома теплота пароутворення у регенеративному підігрівнику

(20)

Масова витрата холодоагенту

, (21)

Об’ємна витрата холодоагенту, якій всмоктується до компресору

, (22)

де - питомий об’єм холодоагента в точці 1 (див. додаток 1),

Теоретичний холодильний коефіцієнт циклу

. (23)

Теоретична потужність, яка затрачується в компресорі

, (24)

Витрата електроенергії компресором

, (25)

де – електричний ККД, ,[1].

Теплове навантаження конденсатора

, (26)

Теплове навантаження регенеративного підігрівника

, (27)

Масова витрата охолоджуваної води

, (28)

де с_р – теплоємність води при середній температурі .

Об’ємна витрата охолоджуваної води

, (29)

де ρ_в – густина води при середній температурі .

Масова витрата холодоносія

, (30)

де – теплоємність холодоносія при температурі .

Об’ємна витрата холодоносія

, (31)

де ρ_ХН – густина холодоносія при температурі .

1.4.11 Енергетичний баланс циклу КХУ

Енергетичний баланс циклу компресійної холодильної установки зображений на рис. 6.

Перевірка балансу:

. (32)

Рис. 6. Енергетичний баланс циклу