Цикл парової компресорної холодильної машини

На рис.15 показана принципова схема парокомпресорної холодильної машини. Вона складається з наступних компонентів:

Рис.15. 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. 16.

Рис. 16. 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 зменшуються

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 випаровувачах реальних холодильних машин відбір теплоти від охолоджуваних тіл здійснюють до тих пір, поки температура пари холодоагенту не буде перевищувати його температуру кипіння на 5− 6^о

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.17 показана побудо- ва циклу парокомпресорної холодильної машини у координатах lgP – i.

Рис. 17. 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.

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;

α ⁰ – 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.

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.

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

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

Холодильний коефіцієнт згідно з (118)

.

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 кипіння такого поширеного холодоагенту, як аміак NH_3, дорівнює тільки –34^оС при тиску близько 0, 1 МПа. Таким чином, використання аміаку як холодоагент 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. 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 холодоагенту 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 5 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 h_{к .} Для компресорів із процесом стискування, близьким до ізотермічного (поршневі), величина h_к = =0, 6 …0, 9, а для компресорів із стисненням, близьким до адіабатного (турбокомпресори), h_к = 0, 75 …0, 85. Величина h_к показує, наскільки робота, що витрачається у реальному компресорі, буде більшою порівняно з ідеальним і визначається за залежностями

, або ,

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 h_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,

де l_K має розмірність кДж/кг, m – кг/с, h_м і h_к – частки одиниці.

Таблиця 5

Фізичні властивості холодоагентів

Секундні витрати палива для теплового двигуна привода компресора обчислюються за залежністю

, м³/с, кг/с,

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

h_д – ККД теплового двигуна част. од.