Принцип действия паровых компрессионных холодильных машин

Одноступенчатые холодильные машины.При работе паровых ком­прессионных холодильных машин цикл совершается в области влаж­ного пара холодильного агента, где изобары совпадают с изотер­мами, что позволяет теоретически рассмотреть цикл Карно.

Функциональная схема паровой одноступенчатой холодильной машины и обратимый цикл Карно, совершаемый ею, приведены на рис. 8.2.

Рис. 8.2. Функциональная схема паровой одноступенчатой холодильной

машины с детандером и дросселем и циклы ее работы:

а — схема машины; б — диаграмма работы машины

Жидкий холодильный агент кипит в испарителе И при посто­янной температуре Т_K (процесс 4—1), в результате чего от охлаж­даемого тела, например воздуха, отводится теплота. При кипении холодильного агента происходит поглощение значительного количества теплоты.

Образовавшийся пар вместе с небольшим количеством неиспарившегося холодильного агента адиабатически сжимается в компрессоре К_M до давления Р_K (процесс 1—2) и поступает в кон­денсатор К_н, конденсируясь при постоянной температуре Т_к (процесс 2— 3) и отдавая поглощенную в испарителе теплоту окружа­ющей среде — воздуху или воде. Жидкий холодильный агент ади­абатически расширяется в детандере Д до давления Р_о (процесс 3—4), совершая при этом полезную работу.

Количество отведенной 1 кг холодильного агента теплоты q₀ в испарителе определяется на S—T-диаграмме площадью а—4—1—b и может быть представлено как разность энтальпий i₁ – i₄. Количество теплоты q_обр, отданное 1 кг холодильного агента в конденсаторе, определяется площадью a — 3—2—b или разностью энтальпий i₂ - i₃.

Работа цикла l_обр может быть определена разностью работ комп­рессора и детандера:

l_обр = l_K – l_p. (8.12)

Работа компрессора и детандера может быть записана

l_k = i₂ – i₁ и l_р = i₃ – i₄. (8.13)

Холодильный коэффициент цикла ε_обр0 может быть выра­жен как

ε_обр0 = q_обр0 /l_обр = (i₁ – i₄) / [(i₂ – i₁) – (i₃ – i₄)]. (8.14)

Рассмотренный цикл Карно является обратимым. Однако осу­ществить его практически трудно, так как работа, полученная в детандере, значительно меньше работы, затраченной в компрес­соре, ибо жидкость практически несжимаема, а удельные объемы жидкости и пара различаются в сотни раз.

Следует иметь в виду и то, что часть работы детандера тратится на преодоление сил трения, поэтому вместо детандера в паровой холодильной машине используется дроссельный (регулирующий) вентиль ДВ, изображенный на рис. 8.2 штрихами. Дроссельный вен­тиль прост в устройстве и надежен в эксплуатации.

Вследствие замены детандера дроссельным вентилем в цикле появляется необратимый процесс дросселирования 3—4, прохо­дящий без производства работы и теплообмена с окружающей средой, т.е. при постоянной энтальпии, поэтому i = i₄.

При адиабатическом дросселировании работа расширения пе­реходит в теплоту трения, поэтому часть циркулирующего жид­кого холодильного агента, пропорциональная выделенной тепло­те, превращается в пар. В испаритель холодильный агент поступа­ет в виде парожидкостной смеси. Поэтому только часть циркули­рующего холодильного агента кипит в испарителе, воспринимая теплоту от охлаждаемого тела, вследствие чего удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента уменьшается на величину, соответствующую площади а—4—4'—с:

Δq₀ = i_4’ – i₄. (8.15)

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента в этом случае:

q₀ = q_обр0 - Δq₀ = (i₁ – i₄) – (i_4’ – i₄) = i₁ – i_4’. (8.16)

Работа цикла будет больше, чем обратимого:

l = l_к – l_обр + l_p = i₂ – i₁. (5.17)

Холодильный коэффициент цикла

ε = q₀ / l = (i₁ – i_4’) / (i₂ – i₁). (8.18)

Как видно, замена детандера дроссельным вентилем приводит к уменьшению удельной массовой холодопроизводительности хо­лодильного агента, холодильного коэффициента и увеличению работы цикла.

В циклах 1—2—3—4 и 1—2—3—4’ влажный пар выходит из испарителя и поступает в компрессор. Это уменьшает производи­тельность компрессора вследствие повышения удельного объема всасываемого пара и падения давления, возникает опасность ава­рии компрессора в результате гидравлического удара. Чтобы избе­жать этого, холодильные машины должны работать так, чтобы из испарителя выходил сухой насыщенный или перегретый пар, а в компрессор поступал перегретый пар холодильного агента. Это можно осуществить в цикле 1’— 2’— 3— 4’ со всасыванием в комп­рессор сухого насыщенного пара.

Для сжатия пара обратимым путем необходимо провести два процесса сжатия: адиабатическое 1’ — 2" и изотермическое 2” — 2, для чего требуется два компрессора. Хотя необратимые потери в цикле 1’—2’—3—4’ больше, чем в цикле 1’—2’’—3—4’, так как холодильный агент передает теплоту окружающей среде в про­цессе 2’— 2 при конечной разности температур, на практике реа­лизуют цикл 1’—2’—3—4’, так как для него достаточно одного компрессора.

Удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента в обоих циклах одинакова:

q₀ = i_1’ – i_4’. (8.19)

Но количество теплоты, отданной 1 кг холодильного агента в конденсаторе окружающей среде, и работа цикла 1’ —2’— 3—4’ будут больше, чем в цикле 1’—2’’—3--4’, на величину площади 2—2’—2’’. Холодильный коэффициент цикла 1’—2’—3—4’ определяется как

ε = (i_1’ – i_4’) / (i_2’ – i_1’). (8.20)

и будет меньше, чем коэффициент цикла 1’— 2’’ --3—4’.

При всасывании в компрессор перегретого пара (цикл 1а — 2а — 3—4’) удельная массовая холодопроизводительность холодильного агента увеличивается, но в большей степени возрастает работа цикла, поэтому необратимые потери увеличиваются. Их можно сократить. Так, необратимые потери, связанные с дроссе­лированием хладагента, могут быть уменьшены его охлаждением перед дросселированием (процесс 3—3') до температуры ниже температуры окружающей среды. Это можно осуществить, напри­мер, артезианской водой, температура которой ниже температу­ры окружающей среды. В таком случае удельная массовая холодо-производительность холодильного агента возрастет на величину i₄ – i_4’’, а величина работы цикла не изменится.

Жидкий холодильный агент перед дросселированием можно охладить также паром, выходящим из испарителя в регенератив­ном теплообменнике, осуществив цикл, называемый регенера­тивным. Однако при этом температура всасываемого в компрес­сор (точка 1а вместо 1’) и нагнетаемого в конденсатор (точка 2а вместо 2') пара повышается, что увеличивает необратимые поте­ри так называемого перегрева.

Теоретически выгоднее влажный ход компрессора, так как при этом цикл ближе к идеальному циклу Карно. Однако практически производительность компрессора при влажном ходе всегда и для всех холодильных агентов значительно ниже, чем при сухом ходе, т.е. при всасывании сухих насыщенных паров или несколько пе­регретых при том же давлении кипения Р_о. Отсюда получаем тео­ретический цикл современной паровой компрессионной машины на S—T-диаграмме в виде 1а — 2а—3’— 4". Сейчас почти во всех холодильных машинах компрессоры работают при сухом ходе.

В машинах, работающих на аммиаке, этот режим работы ком­прессора достигается при помощи специального аппарата — отделителя жидкости либо путем регулирования подачи холодиль­ного агента в испаритель. Отделитель жидкости включается во всасывающую линию холодильной установки между испарителем и компрессором.

В хладоновых установках сухой ход компрессора достигается при помощи специальных теплообменников или путем регулирования подачи холодильного агента в испаритель.

Эффективность работы машины оценивается ее холодильным коэффициентом и холодопроизводительностью, которые зависят от типа и конструкции установки, вида и свойств холодильного агента, конструкции компрессора, а также условий работы. Под условиями работы холодильной машины подразумевают темпера­туру кипения холодильного агента в испарителе t₀, температуру конденсации сжатых паров агента в конденсаторе t_K, температуру переохлаждения жидкого холодильного агента, поступающего в регулирующий вентиль t_п.

Чем выше температура кипения t₀, чем ниже температура кон­денсации паров t_K и температура переохлаждения t_п, тем больше холодопроизводительность установки. Однако все эти изменения надо проводить в разумных пределах. Так, например, понижение температуры кипения холодильного агента t₀ в хладоновой комп­рессионной машине с -15 до -30 °С не повысит, а понизит ее холодопроизводительность в 2 раза. Это объясняется тем, что с понижением t₀ уменьшаются давление кипения Р_о и удельный вес паров, поступающих в компрессор. В результате снижается произ­водительность компрессора.

Следовательно, без необходимости не нужно переводить хо­лодильную машину на работу с более низкой температурой ки­пения.

Многоступенчатые холодильные машины.Одноступенчатые компрессорные машины применяют при Р_к/Р₀ ≤ 9, что соответ­ствует температуре кипения -20 °С и конденсации 30 ⁰С. При боль­ших значениях отношения давлений холодопроизводительность значительно снижается, поэтому вместо одноступенчатых приме­няют двух-, трехступенчатые и каскадные холодильные машины. Кроме того, при больших значениях отношения Р_к/Р₀ температу­ра пара в конце сжатия в одноступенчатой машине чрезмерно высока, что приводит к потере маслом смазочных свойств, его самовозгоранию, повышению износа деталей компрессора.

Переход к многоступенчатому сжатию обусловлен и необходи­мостью соблюдения условий прочности, так как по расчетам раз­ность давлений Р_к - Р_о компрессоров не должна превышать 1,7 МПа. В многоступенчатых машинах температура паров холодильного аген­та в конце сжатия первой ступени компрессора обычно выше тем­пературы окружающей среды, поэтому приходится охлаждать пе­регретый пар прямоточно в водяном межступенчатом холодиль­нике. Кроме водяного применяют промежуточное охлаждение хо­лодильным агентом, что увеличивает холодильный коэффициент. Многократное дросселирование холодильного агента с промежу­точным отбором пара снижает энергетические потери.

Холодильный агент сжимается до давления конденсации по­следовательно в две или более ступеней с промежуточным охлаж­дением частично сжатых паров. На каждой ступени отношение давления нагнетания к давлению всасывания меньше, чем Р_к/Р₀ для полного цикла данной машины.

В схемах с многократным дросселированием промежуточное охлаждение между ступенями сжатия может быть полным и не­полным (рис. 8.3).

Рис. 8.3. Принципиальные схемы многоступенчатых парокомпрессионных машин:

а — с неполным промежуточным охлаждением;

6 — с полным промежуточным охлаждением

Неполное промежуточное охлаждение осуществляется водой. В этом случае (см. рис. 5.3, а) температура сжатого пара после ци­линдра низкого давления (ЦНД) — процесс 1— 2 - снижается в водяном межступенчатом холодильнике I до состояния 3' сухого перегретого пара, а затем пар поступает в цилиндр высокого дав­ления (ЦВД). Состояние 4' на S—T-диаграмме (рис. 5.4) соответствует состоянию пара после сжатия в ЦВД в двухступенчатой холодильной машине без промежуточного отбора пара.

Промежуточный отбор пара осуществляется из промежуточно­го сосуда II, в который поступает парожидкостная смесь после первого дросселирования в РВ₁. Жидкость на РВ₁ подается из кон­денсатора III придавлении конденсации Р_к, соответствующем дав­лению пара в ЦВД, и снижается после дросселирования до про­межуточного давления Р'_o (см. рис. 4) и соответствующей темпера­туры T₀'.

Сухой насыщенный пар из промежуточного сосуда (состоя­ние 3) поступает в ЦВД. В результате смешивания сухого насы­щенного и перегретого паров после холодильника всасываемый в ЦВД пар переходит в состояние 3", а после сжатия — в 4" (про­цесс 3"—4", см. рис. 5.4).

Рис.8.4. Цикл многоступенчатой парокомпрессионной машины

Жидкость из промежуточного сосуда используется для кипе­ния в испарителе V (рис. 8.4) при более низкой температуре Т_о и давлении P"₀ после вторичного дросселирования в РВ₂, но может использоваться и для кипения в испарителе IV при более высокой температуре кипения Т"о и давлении P'₀ в цикле после первого дросселирования в РВ₁. Из испарителя IV сухой насыщенный пар (точка 3)выходит в том же состоянии, что и из промежуточного сосуда.

При полном промежуточном охлаждении состояние рабочего тела перед всасыванием в компрессор более высокой ступени со­ответствует состоянию сухого насыщенного пара.

Сжатый в ЦНД пар после межступенчатого водяного холодиль­ника (точка 3', рис. 4, б) поступает на доохлаждение в промежу­точный сосуд II, где приходит в состояние насыщенного пара (точка 3, рис. 5.4). Из промежуточного сосуда сухой насыщенный пар отсасывается в ЦВД. При наличии испарителя IV из него в ЦВД также поступает сухой насыщенный пар. Процесс сжатия пара в ЦВД характеризуется линией 3—4 (см. рис. 4), температура конца сжатия в этом случае более низкая, чем при других двух­ступенчатых схемах.

Через разные элементы многоступенчатых схем с промежуточным отбором пара циркулирует неодинаковое количество ве­щества. Следовательно, изображение процессов в многоступен­чатых холодильных установках на термодинамических диаграм­мах носит условный характер, так как каждый процесс в них относится к изменению состояния 1 кг вещества. Поэтому мас­совые потоки в элементах многоступенчатых машин при их расчете относят к 1 кг рабочего тела, проходящего через низкотем­пературный испаритель.

Для получения очень низких температур применения одного рабочего тела недостаточно из-за давлений кипения рабочего тела, близких к глубокому вакууму, затвердевания его при низкой тем­пературе кипения в испарителе и по другим причинам. В этих слу­чаях приходится использовать каскадные холодильные машины, в каждой ступени которых применяют свое рабочее тело. При этом испаритель каждой следующей ступени является конденсатором предыдущей. Холодильный коэффициент цикла холодильной ма­шины, приведенный выше, который называют теоретическим, составляет примерно 80 % холодильного коэффициента идеаль­ного цикла Карно при тех же значениях Т_к и Т_о. Холодильный коэффициент реального цикла хо­лодильной машины, в свою очередь, еще меньше из-за объемных и энергетических потерь.

Рассмотрим работу поршнево­го компрессора двойного действия (рис. 5).

При движении поршня П в цилиндре слева направо давле­ние пара над поршнем становит­ся несколько ниже, чем давле­ние в сборнике пара низкого дав­ления Г, вследствие чего откры­вается самодействующий всасывающий клапан Е₁ и пар заполняет полость цилиндра А. Пар рабоче­го вещества заполняет весь цилиндр, когда поршень достигает крайнего правого положения (нижняя мертвая точка — н.м.т.). Да­лее поршень сжимает пар, перемещаясь справа налево (к верхней мертвой точке — в.м.т.). Давление пара повышается, вследствие чего всасывающий клапан Е₁ закрывается. Поскольку рассматрива­ется схема компрессора двойного действия, аналогичные процес­сы, смещенные по фазе, происходят в цилиндре и под поршнем (полость Б). При дальнейшем движении поршня к в.м.т. давление в цилиндре возрастает, и пар, сжимаясь, совершает соответствую­щий условиям термодинамический процесс (изотермический, ади­абатический или политропический) до величины давления, не­сколько превышающего давление в сборнике Д. Тогда открывается нагнетательный клапан Ж₁, и сжатый пар по мере движения поршня к в.м.т. поступает в сборник Д. По достижении поршнем в.м.т. пар полностью вытесняется из полости А цилиндра, а в полости Б в этот момент завершился процесс всасывания, и в компрессоре повторяются все описанные выше процессы.

Рис. 8.5. Схема поршневого компрессора двойного действия

Рис. 8.6. Теоретическая индикатор­ная диаграмма поршневого комп­рессора

Происходящие в рабочей полости цилиндра компрессора про­цессы анализируют с помощью индикаторной диаграммы, постро­енной в координатах давление пара Р — объем цилиндра V (рис. 8.7).

При этом принимают, что объем, описанный поршнем, в точ­ности равен объему цилиндра, давление всасывания и давление нагнетания в цилиндре равны соответственно давлению в испа­рителе Р_о и давлению в конденсаторе Р_к, параметры состояния пара в процессах всасывания и нагнетания не изменяются, про­цесс сжатия происходит по адиабатическому закону.

При движении поршня из крайнего левого положения вправо открывается всасывающий клапан и пары холодильного агента заполняют рабочую полость цилиндра. Всасывание происходит при постоянном давлении, равном давлению кипения Р_о в испарителе (линия 4— 1), и заканчивает­ся в крайнем правом положении поршня (н.м.т.). Всасывающий клапан в этот момент закрыва­ется.

При обратном движении поршня происходит адиабати­ческое сжатие паров холодиль­ного агента (линия 1—2) до дав­ления, равного давлению кон­денсации Р_к в конденсаторе. При достижении давления Р_к внутри цилиндра открывается нагнета­тельный клапан, через который сжатые пары вытесняются пор­шнем из цилиндра при Р_к = const (линия 2—3).

При рассмотрении теоретического процесса принимают так­же, что между поршнем, достигшим крайнего левого положения (в.м.т.), и крышкой компрессора не осталось пространства, сле­довательно, весь холодильный агент выталкивается из цилиндра, т.е. не остается вредного (мертвого) пространства.

Теоретическую холодопроизводительность компрессора мож­но определить по формуле

Q_T=V_c q_v; (8.21)

V_c= V_h n Z = 0,25 π D² s n Z, (8.22)

где V_c — объем, описываемый поршнями компрессора; q_v — удель­ная объемная холодопроизводительность холодильного агента; V_h — объем цилиндра без мертвого пространства; п — частота враще­ния коленчатого вала; Z — число цилиндров компрессора; D — диаметр цилиндров; s — ход поршня.

Однако действительные процессы, протекающие в компрессо­ре, сопровождаются рядом потерь, вызываемых гидравлическим сопротивлением в клапанах и трубопроводах, теплообменом меж­ду парами холодильного агента и внутренними стенками цилинд­ров, наличием вредного пространства в цилиндрах, трением, про­никновением паров холодильного агента через неплотности и дру­гими причинами.

Индикаторная диаграмма действительного рабочего процесса значительно отличается от теоретической (рис. 5.7).

Рис. 8.7. Индикаторная диаграмма действительного рабочего

процес­са в цилиндре компрессора

Из диаграммы видно, что между крышкой компрессора и порш­нем, находящимся в в.м.т., имеется мертвый объем V₀, который уменьшает объем всасываемого пара. Процесс расширения сжа­тых паров холодильного агента из мертвого пространства изобра­жен кривой 3—4, представляющей собой политропу.

Точка 4 на диаграмме соот­ветствует моменту открытия вса­сывающего клапана компрессо­ра и началу процесса всасыва­ния. Процесс всасывания ото­бражает линия 4—1, располо­женная ниже уровня Р_о на вели­чину ΔР₀ из-за сопротивлений во всасывающих трубопроводах, клапанах и каналах.

Точка 1 характеризует конец процесса всасывания, закрытие всасывающего клапана и начало процесса сжатия. Сжимаются пары холодильного агента по по­литропе 1 —2 до давления, пре­вышающего давление конденсации Р_к на величину ΔР_К, равную гидравлическому сопротивлению в каналах, клапанах и трубопро­водах нагнетательной стороны компрессора. Точка 2 соответствует моменту открытия нагнетательного клапана, а линия 2 — 3 ото­бражает процесс нагнетания.

Точка 3 показывает момент окончания процесса нагнетания, закрытие нагнетательного клапана и начало процесса расшире­ния паров холодильного агента, оставшихся в мертвом простран­стве, т.е. момент, когда поршень занимает в.м.т.

Отрезок V_h пропорционален рабочему объему цилиндра, а от­резок V_o — объему мертвой зоны. Величина V_cl пропорциональна той части рабочего объема цилиндра, которая теряется из-за на­личия мертвого пространства, а величина V_c2 = V_h - (V₁ + V_c1) - части рабочего объема цилиндра, которая теряется из-за гидрав­лического сопротивления на стороне всасывания.

Объемные потери, обусловленные наличием мертвого простран­ства, зависят от его объема и отношения давлений Р_к/Р₀ и оцени­ваются объемным коэффициентом

λ_c=1 – V_c1 / V_h. (8.23)

Для всасывания пара в цилиндр давление в нем должно быть меньше, чем в испарителе, а при выталкивании выше, чем в кон­денсаторе (см. рис. 5.8). Объемные потери вследствие дросселирова­ния учитываются соответствующим коэффициентом

λ_др= 1 - [(1 + V_c /V_h) Δp₀ / λ_c); (8.24)

Δp₀ = (Р_о - Р_вс)/Р₀, (8.25)

где Δр₀ — относительная величина потери давления всасывания в каналах (Δр₀ = 0,02 — 0,05).

В действительном процессе стенки цилиндров компрессора на­греты, пары во время всасывания подогреваются и их удельный объем увеличивается, масса уменьшается, что учитывается коэф­фициентом подогрева

λ_П=Т₀ /Т_К, (8.26)

где T_о и Т_к — соответственно температуры кипения и конденса­ции холодильного агента.

Интенсивность теплообмена больше при всасывании в цилинд­ры компрессора влажного пара, чем сухого. Кроме того, она зави­сит от отношения давлений Р₀ /Р_к и частоты вращения коленчато­го вала компрессора. Чем меньше это отношение и быстроходнее агрегат, тем меньше теплообмен в его цилиндрах.

Действительный объем паров холодильного агента, проходя­щих через цилиндр компрессора, определяют по формуле

V_d = V_h λ = V_h λ_c λ_др λ_п λ_пл; (8.27)

λ = f (P_K / P₀), (8.28)

где λ — коэффициент подачи; λ_пл — коэффициент плотности, учитывающий потери объема всасываемого холодильного агента от неплотностей в поршневых кольцах и клапанах (λ_пл = 0,96 — 0,98).

Производительность компрессора холодильной машины долж­на обеспечивать отсасывание пара из испарителя с той же интен­сивностью, с которой он образуется в результате кипения жидко­го холодильного агента. Если холодильный агент кипит быстрее, чем компрессор может отводить пар, то избыточное количество пара накапливается в испарителе, давление увеличивается, в ре­зультате повышается температура кипения.

Температура кипения холодильного агента в испарителе — главный фактор, влияющий на производительность компрес­сора. Если она повышается при постоянной температуре кон­денсации, то степень сжатия Р_к/Р₀ уменьшается, коэффициент подачи компрессора возрастает и его производительность уве­личивается.

Если производительность компрессора такова, что пар отво­дится из испарителя слишком быстро, то давление в испарителе уменьшается, температура кипения снижается и увеличивается удельный объем холодильного агента. Все это приводит к умень­шению холодопроизводительности компрессора. При повышении температуры конденсации при постоянной температуре кипения степень сжатия Р_к/Р₀ увеличивается, коэффициент подачи комп­рессора снижается. В результате действительный объем перемеща­емого компрессором пара в единицу времени уменьшается, холодопроизводительность компрессора снижается.

Паровые компрессионные холодильные машины входят в со­став холодильных установок. Схемы холодильных установок по­мимо холодильных машин включают системы охлаждения объек­та, например холодильника, рефрижераторного поезда и т.д.