Построение цикла холодильной установки

Для построения обратных холодильных циклов и определения значений параметров хладагента в любой точке замкнутого контура холодильной машины используют различные диаграммы состояния: p-v, T-s, p-i.

Обычно построение и расчёт процессов цикла холодильной машины осуществляют с помощью lg p, i-диаграммы, показанной на рисунке 4.22 (детальную диаграмму состояний для фреона-12 смотреть в приложении Л). Рабочее поле (фон) диаграммы lg p-i содержит линии фиксированных дискретных значений термодинамических параметров: t=const (изотермы), p=const (изобары), v=const (изохоры), s =const (адиабаты), i=const (изоэнтальпы).

Определяющую роль на диаграмме играют две пограничные кривые: левая линия характеризует состояние насыщенной жидкости (на ней паросодержание c=0), а правая – состояние сухого насыщенного пара (c=1). Между пограничными кривыми сухости влажного пара находится область кипения (область влажного пара), заполненная также кривыми, обозначающими промежуточные значения сухости влажного пара(c=const).

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 сухой 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).

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 постоянных давлении pк и температуре tк. Завершается конденсация в точке 3’; при этом хладагент сбрасывает энергию в окружающую среду (атмосферному воздуху или охлаждающей воде).

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

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 процесс 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 c=0 и c=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 конденсации 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 точки 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 в точках 1, 2, 3 и 4 (i1, i2, i3, i4) и основные показатели цикла:

– удельную массовую холодопроизводительность qо, кДж/кг;

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

– удельную нагрузку на конденсатор qк, кДж/кг;

– холодильный коэффициент x.

q0 = i1 – i4,

qк = i2 – i3= qо + l,

.

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

,

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 / x.

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

.

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;

– турбокомпрессорами. Здесь используют центробежный способ повышения давления, который заключается в преобразовании части кинетической энергии потока паров хладагента на профилированных лопатках вращающегося диска в потенциальную энергию в диффузоре;

– поршневыми, которые создают возвратно-поступательные движения поршня в цилиндре. Здесь с помощью системы клапанов происходит разрежение в одной части контура хладагента и давление в другой.

Более 90% всех паровых компрессионных холодильных машин оснащено поршневыми компрессорами, поэтому их работа изучается достаточно подробно.

Рассмотрим рабочий процесс поршневого компрессора. Движение поршня обеспечивается от внешнего привода (дизель, электродвигатель и др.) через маховик и кривошипно-шатунный механизм (рисунок 4.23, в).

В крышке цилиндра расположены всасывающий 1 и нагнетательный 2 клапаны. За один оборот маховика, т. е. за два хода поршня 4, в цилиндре 3 совершается полный цикл рабочего процесса (всасывание, сжатие, нагнетание и расширение).

Рисунок 4.23 – Теоретическая (а) и действительная (б) диаграммы
работы компрессора (в)

В идеальном(теоретическом) компрессоре поршень доходит до крышки цилиндра, т. е. не имеет зазора, называемого вредным пространством. Поэтому клапан 1 открывается сразу же с началом движения поршня 4 вправо вследствие создающегося под поршнем разрежения, и всасывание паров хладагента из испарителя в цилиндр 3 происходит при постоянном давлении pо на всём протяжении хода поршня (пол-оборота маховика, линия а–b на рисунке 4.23, а). Объём всасываемого пара равен объёму, описываемому поршнем Vh за один ход.

При обратном ходе поршня всасывающий клапан 1 сразу же самопроизвольно закрывается, и происходит адиабатическое сжатие замкнутого объёма паров в цилиндре до давления pк в конденсаторе (линия b–с). После этого нагнетательный клапан 2 самопроизвольно открывается, и через него при дальнейшем движении поршня влево сжатые пары выталкиваются (нагнетаются) в конденсатор при постоянном давлении pк (линия с–d).

Так как рассматриваемый идеальный цилиндр не имеет вредного пространства, то весь сжатый пар вытесняется в конденсатор. При начале повторного движения поршня вправо давление в цилиндре мгновенно снижается до pо, вследствие чего нагнетающий клапан 2 закрывается, а всасывающий клапан 1 открывается, и траектория изменения давления под поршнем при работе компрессора повторяется.

В реальномкомпрессоре между поршнем в его крайнем левом положении и крышкой цилиндра всегда имеется расстояние 1…3 мм, которое образует вредное пространство, чтобы исключить возможность удара поршня о крышку при температурном расширении кривошипно-шатунно­го механизма в процессе работы. Вредное пространство сильно изменяет рабочий процесс компрессора и приводит к значительным объёмным потерям (см. рис. 4.23, б). Во вредном пространстве при крайнем левом положении поршня всегда остаётся сжатый пар объёмом Vc с давлением pк. При движении поршня вправо пар расширяется при закрытых клапанах 1 и 2 до давления po (кривая d–a на рисунке 4.23, б). Только после этого клапан 1 сможет открыться для всасывания новой порции пара.

Индикаторная (опытная) диаграмма, показанная на рисунке 4.23, б), отличается от теоретической ещё и отклонениями давления от pо и pк. Возникающая разность (Dpо и Dpк) называется декомпрессией, соответственно, в испарителе и конденсаторе. Декомпрессия служит для создания дополнительный напора на преодоление сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов. Объёмы Vc1и Vc2вместе с Vc образуют неиспользованное пространство, что понижает эффективность работы компрессора.

Работа компрессора l, необходимая для повышения потенциала хладагента и сброса теплоты в окружающую среду, эквивалентна, как известно из термодинамики, площади цикла в координатах p–V. Очевидно, что её действительное значение больше теоретического. Интегральную оценку потерь в реальном компрессоре, связанных с наличием в нём вредного пространства, даёт коэффициентподачи l, который представляет собой отношение фактической подачи компрессора (фактически всасываемых компрессором паров) Vп.к к геометрическому объёму, описываемому поршнем Vh, т. е. к теоретическому объёму всасывания, доли единицы

l = Vп.к/Vh < 1.

Этот коэффициент зависит от величины вредного пространства, степени сжатия pк/pо, типа компрессора, величины изношенности деталей поршня, клапанов и др. Обычно коэффициент подачи компрессора определяют опытным путём или рассчитывают, доли единицы:

l = lп×lv;

где lп – коэффициент потерь от подогрева компрессора, доли единицы; lv – коэффициент объёмных потерь, доли единицы.

;

,

где То – абсолютная температура кипения хладагента, К; Тк – абсолютная температура конденсации хладагента; pо – давление кипения хладагента в испарителе, МПа; pк – давление конденсации хладагента в конденсаторе, МПа; Dpо – потеря напора при всасывании хладагента компрессором, МПа; Dpк – то же, при нагнетании хладагента в конденсатор, МПа; с – величина относительного вредного пространства, доли единицы.

Величины Dpо, Dpк, с – конструктивные характеристики конкретного компрессора.

Геометрический объём, описываемый поршнями компрессора, можно определить, м3/ч:

,

где D – диаметр цилиндра, м; h – ход поршня, м; n – частота вращения вала компрессора, об/мин; z – количество цилиндров.

Тогда при известных Vhиl можно рассчитать действительную подачу компрессора Vп.к, м3/c:

Vп.к= Vh ×l.

К другим основным параметрам компрессора относятся холодопроизводительность Qo, и потребляемая мощность Nд. Под холодопроизводительностью компрессора понимается холодопроизводительность установки, в составе которой работает этот компрессор, кВт:

,

где qv – теоретическая объёмная холодопроизводительность 1 кг хладагента, м3/ч; v1 – удельный объём хладагента при всасывании компрессором (см. прил. Л).

Поскольку коэффициент подачи компрессора l и другие величины при изменениях режима работы не остаются постоянными, то и холодопроизводительность будет зависеть от режима (в особенности от температур tо, tк, t1 и t2).

Понижение температуры кипения tо и, следовательно, давления в испарителе po связано с заметным уменьшением холодопроизводительности компрессора вследствие убывания qo и увеличения удельного объёма засасываемого пара v1. Кроме того, с понижением давления кипения увеличивается отношение рк/ро (степень сжатия) и соответственно уменьшается коэффициент подачи компрессора l. В целом при понижении to на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатых холодильных машин резко уменьшается – на 4…6 %.

С повышением температуры конденсации на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатой установки также снижается (на 1,0…1,5 %), так как уменьшаются qo и l вследствие увеличения давления конденсации. Следовательно, превышение параметров холодильной машины за пределы паспортных (номинальных) значений верхнего и нижнего давлений (а значит, и температур фазовых переходов) чревато заметным понижением её холодопроизводительности.

Мощность, потребляемую компрессором в сложившихся условиях, находят как теоретическую по холодопроизводительности машины

Nт = Qo/x,

учитывая при этом её увеличение в связи с дополнительными потерями: энергетическими, гидравлическими, механическими (на трение в сопрягающихся элементах).