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 p о и t о, 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 p к (процесс 1–2) и при этом нагреваются за счёт механической энергии (работы) до температуры t 2 (перегрев сжатия – точка 2).
Горячие пары хладагента по трубопроводу нагнетаются компрессором в конденсатор, где у них при постоянном давлении p к сначала снимается перегрев (процесс 2–2’), а затем начинается их конденсация при постоянных давлении p к и температуре t к. 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 p к до низкого p о (изоэнтальпный процесс дросселирования 3–4); В конечной точке расширения устанавливается температура t о, а часть жидкости превращается в пар. Полученная парожидкостная смесь направляется в испаритель, где жидкий хладагент кипит при постоянных p о и t о (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 – t о;
– температура конденсации хладагента в конденсаторе – t к;
– температура всасывания паров хладагента в компрессор – t 1;
– температура переохлаждения хладагента перед ТРВ – t 3.
Построение цикла начинают с нанесения изобар p о= const и p к = const, отвечающих изотермам t о и t к в области кипения. В местах пересечения изобар p о и p к 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 t 1 с изобарой p о в области перегретого пара получаем точку 1 цикла, из которой проводим адиабату s1-2 до пересечения с изобарой p к. Таким образом получаем точку 2 цикла. Точку 3 получают на пересечении изотермы t 3 с изобарой p к в области переохлаждённой жидкости, а точку 4 – на пересечении перпендикуляра, опущенного из точки 3, с изобарой p о.
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 (i 1, i 2, i 3, i 4) и основные показатели цикла:
– удельную массовую холодопроизводительность q о, кДж/кг;
– удельную работу l, затрачиваемую компрессором на сжатие, кДж/кг;
– удельную нагрузку на конденсатор q к, кДж/кг;
– холодильный коэффициент x.
q 0 = i 1 – i 4,
q к = i 2 – i 3= q о + l,
.
Затем определяют величину подачи компрессора V п.к, м3/с, которая определяет конструктивную реализацию компрессора:
,
где Q о– заданная потребная холодопроизводительность машины, кВт; v 1 – удельный объём паров хладагента при всасывании компрессором (определяется по диаграмме состояний), м3/кг.
Потребная мощность компрессора, кВт:
N к= Q 0 / 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 t о, t к, t 1, t 2 и t 3.
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 p о 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 p к 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 p к (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 p о, вследствие чего нагнетающий клапан 2 закрывается, а всасывающий клапан 1 открывается, и траектория изменения давления под поршнем при работе компрессора повторяется.
В реальном компрессоре 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 V c с давлением p к. При движении поршня вправо пар расширяется при закрытых клапанах 1 и 2 до давления p o (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 p о и p к. Возникающая разность (D p о и D p к) называется декомпрессией, соответственно, в испарителе и конденсаторе. Декомпрессия служит для создания дополнительный напора на преодоление сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов. Объёмы V c1и V c2вместе с V c 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) V п.к к геометрическому объёму, описываемому поршнем Vh, т. е. к теоретическому объёму всасывания, доли единицы
l = V п.к/ Vh < 1.
Этот коэффициент зависит от величины вредного пространства, степени сжатия p к/ p о, типа компрессора, величины изношенности деталей поршня, клапанов и др. Обычно коэффициент подачи компрессора определяют опытным путём или рассчитывают, доли единицы:
l = lп×l v;
где lп – коэффициент потерь от подогрева компрессора, доли единицы; l v – коэффициент объёмных потерь, доли единицы.
;
,
где Т о – абсолютная температура кипения хладагента, К; Т к – абсолютная температура конденсации хладагента; p о – давление кипения хладагента в испарителе, МПа; p к – давление конденсации хладагента в конденсаторе, МПа; D p о – потеря напора при всасывании хладагента компрессором, МПа; D p к – то же, при нагнетании хладагента в конденсатор, МПа; с – величина относительного вредного пространства, доли единицы.
Величины D p о, D p к, 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 Vh иl можно рассчитать действительную подачу компрессора V п.к, м3/c:
V п.к= Vh ×l.
К другим основным параметрам компрессора относятся холодопроизводительность Q o, и потребляемая мощность N д. Под холодопроизводительностью компрессора понимается холодопроизводительность установки, в составе которой работает этот компрессор, кВт:
,
где qv – теоретическая объёмная холодопроизводительность 1 кг хладагента, м3/ч; v 1 – 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 t о, t к, t 1 и t 2).
Понижение температуры кипения t о и, следовательно, давления в испарителе p o связано с заметным уменьшением холодопроизводительности компрессора вследствие убывания q o и увеличения удельного объёма засасываемого пара v 1. Кроме того, с понижением давления кипения увеличивается отношение р к/ р о (степень сжатия) и соответственно уменьшается коэффициент подачи компрессора l. В целом при понижении t o 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 q o 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
N т = Q o/x,
учитывая при этом её увеличение в связи с дополнительными потерями: энергетическими, гидравлическими, механическими (на трение в сопрягающихся элементах).