Парокомпрессионные холодильные машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Парокомпрессионная холодильная машина в качестве охлаждающего процесса использует испарение жидкости. И хотя на уровне научной идеи возможность создания такой машины высказывалась еще в 1748 году профессором медицины Университета г. Глазго Уильямом Кулленом, а в 1806 году американский инженер Оливер Эванс даже опубликовал описание такой машины, годом ее изобретения принято считать 1834. Именно тогда английский инженер Якоб Перкинс получает британский патент на «аппарат для производства холода». Именно в этом патенте схема парокомпрессионной холодильной машины приобрела все необходимые для непрерывной работы элементы и представлена в завершенном, соответствующем современным представлениям, виде. Перкинс был специалистом по паровым двигателям и сам не оценил должным образом своего изобретения. Во всяком случае, он не предпринял попытки создать действующую холодильную машину по своему патенту. Машина по патенту Перкинса была построена лишь после его смерти А. Твиннигом в 1948 году. Наибольший успех в развитии парокомпрессионных машин был достигнут английским ученым и инженером Дж. Гариссоном, который эмигрировал в Австралию.

Там в 1873 году им были впервые созданы промышленные парокомпрессионные холодильные машины, которые обслуживали холодильник по замораживанию и хранению мяса и холодильную утановку судна «Нордфолк».

В настоящее время парокомпрессионные холодильные машины являются наиболее распространенными в быту и промышленности холодильными машинами. Более 90% всего искусственного холода вырабатывается машинами именно этого типа. Общим для них является то, что тепловой поток, отбираемый от охлаждаемого объекта (холодопроизводительность машины) воспринимается рабочим телом (холодильным агентом), кипящим в специальном аппарате - испарителе. Высокие энергетические и хорошие массогабаритные показатели парокомпрессионных холодильных машин в значительной мере обеспечиваются большими значениями теплоты парообразования применяемых холодильных агентов.

Для того чтобы процесс кипения холодильного агента в испарителе был непрерывным, необходимо чтобы агент совершал в холодильной машине замкнутую последовательность процессов - обратный термодинамический цикл, который применительно к холодильным машинам, называется холодильным циклом. При этом холодопроизводящий процесс - кипение холодильного агента, является одним из процессов холодильного цикла. Большое разнообразие условий работы парокомпрессионных холодильных машин (от домашнего холодильника до крупных холодильных станций химических предприятий), обусловило разнообразие применяемых в них холодильных циклов, а так же холодильных агентов.

1. Теоретические основы и принцип работы парокомпрессионных холодильных машин

По принципу работы холодильные машины можно разделить на два вида: термомеханические, принцип работы которых основан на использовании процессов повышения и понижения давления какого-либо рабочего тела, и электромагнитные, принцип работы которых основан на использовании постоянных или переменных электрического или магнитного полей.

Холодильные машины первого вида, наиболее распространенные, в зависимости от способа повышения давления рабочего тела делятся на три группы: компрессионные, сорбционные и струйные.

Из всех видов используемых холодильных машин наиболее распространённый вид - компрессионные холодильные машины. Принцип работы компрессионных машин основан на повышении давления посредством механического воздей-ствия на рабочее тело.

В зависимости от интервала температур, в пределах которого осуществляется обратный термодинамический цикл и областей агрегатных состояний рабочего тела, компрессионные холодильные машины делятся на парожидкостные, газожидкостные и газовые. В парожидкостных и газожидкостных машинах агрегатное состояние рабочего тела в процессе работы изменяется (конденсация рабочего тела при повышенном и испарение рабочего тела при пониженном давлении). В первом случае сжатие ведется при температурах ниже критической (в области пара); во втором - при температурах, превышающих критическую.

В газовых холодильных машинах агрегатное состояние холодильного агента в процессе работы не изменяется, поскольку везде температура рабочего тела Т > Т_кр.

Для удобства анализа и расчётов холодильных циклов с учётом реальности рабочих тел в технических расчётах наиболее часто пользуются диаграммами состояния T-s (температура-энтропия) и lg(p)-h (давление-энтальпия).

На рис. 1.1 представлена T-s диаграмма, где нанесены основные пограничные кривые, разделяющие область диаграммы на участки, где рабочее тело имеет разные возможные агрегатные состояния.

В холодильной технике часто понятие «фаза» употребляется в смысле агрегатного состояния, однако надо учитывать, что оно шире, чем понятие «агрегатное состояние». В пределах одного агрегатного состояния вещество может находиться в нескольких фазах, отличающихся по своим свойствам, составу и строению (лёд, например, может встречаться в 11-ти различных модификациях - фазах). Переход вещества из одной фазы в другую - фазовый переход - всегда связан с качественными изменениями свойств вещества (например переход обыкновенного жидкого гелия (гелий I) при Т = 2,9К в другую жидкую фазу (гелий II) связан с появлением свойств сверхтекучести, в качестве другого примера можно привести два фазового состояния твердого углерода - обыкновенного и алмаза).

Различают фазовые переходы двух родов. Фазовый переход первого рода сопровождается поглощением или выделением теплоты, называемой теплотой фазового перехода. Фазовые переходы первого рода характеризуются постоянством температуры, изменениями энтропии и объёма.

Фазовые переходы, не связанные с поглощением или выделением теплоты и изменением объёма, называются фазовыми переходами второго рода. Эти переходы характеризуются постоянством объёма и энтропии, но скачкообразным изменением теплоёмкости.

Таким образом, можно утверждать, что если рабочее тело меняет своё агрегатное состояние, то оно однозначно совершает фазовый переход. С другой стороны при совершении обратного термодинамического цикла рабочим телом, фазовые переходы второго рода не рассматривают и не участвуют. В связи с этим в холодильной технике при анализе и расчёте циклов не делают различий между понятиями агрегатное состояние рабочего тела и её фаза.

Рис. 1.1 Возможные агрегатные состояния вещества на T-s диаграмме

Рассмотрим T-s диаграмму, на которой показаны возможные агрегатные состояния индивидуального вещества. Между правой и левой пограничными кривыми выше температуры тройной точки Т > Т_тт (область Ж+П) вещество может существовать только в двухфазном состоянии (в виде парожидкостной смеси, называемой так же влажным паром), причем на правой или левой пограничной кривой вещество переходит в однофазное состояние - сухой насыщенный пар или насыщенную жидкость.

Между пограничными кривыми ниже температуры тройной точки Т < Т_тт (область Т+П) вещество может существовать только в виде двухфазной смеси пара и твёрдого тела. При этом на пограничных кривых вещество находится в однофазном состоянии: на правой кривой - пар, на левой - твёрдое тело. Между критической температурой Т_кр и правой пограничной кривой (область ПерП) вещество находится в состоянии перегретого пара, при температуре выше критической Т > Т_кр и давлении ниже критического р < р_кр (область Газ) - в состоянии газа; в этой области оно не может быть превращено в жидкость при любом процессе, который не приводит к снижению температуры ниже Т_кр. При Т > Т_кр и р > р_кр (область Пар) вещество условно считается в парообразном состоянии.

При температуре ниже критической Т < Т_кр область левее левой пограничной кривой делится на три зоны: над пограничной кривой жидкости (область Ж) - зона жидкости; над изотермой тройной точки Т_тт (область T+Ж) - зона двухфазного состояния жидкость+твёрдая фаза; левее пограничной кривой твёрдого тела (область Т) - зона твёрдого тела.

На диаграмме изображён изобарный процесс 1-2-3-4-5-6, где:

· 1-2 - процесс нагрева твёрдой фазы вещества;

· 2-3 - процесс плавления (изотермический процесс фазового перехода вещества из твёрдого состояния в жидкое);

· 3-4 - процесс нагрева жидкости;

· 4-5 - процесс парообразования (изотермический процесс фазового перехода вещества из жидкого состояния в парообразное);

· 5-6 - процесс нагрева парообразного вещества (перегрев пара). Дальнейший нагрев перегретого пара до значений температур выше критической Т > Т_кр приведёт к тому, что состояние вещества перейдёт через условную границу Т = Т_кр и окажется в области газа.

На T-s диаграмме (в правой части) также показаны температурные интервалы всех трех типов компрессионных холодильных машин - парожидкостных (ПЖ), газожидкостных (ГЖ) и газовых (Г).

Парожидкостные компрессионные холодильные машины относятся к холодильным машинам умеренного холода и их принято называть парокомпрессионными холодильными машинами.

Газожидкостные компрессионные холодильные машины относятся к криогенным холодильным машинам, и они большей частью используются в установках ожижения и газоразделения газов, в частности, ожижения воздуха с последующим разделением его на основные составляющие - азот и кислород.

Принципиальная схема и цикл парокомпрессионной холодильной машины представлена на рис. 1.2.

Рис. 1.2 Принципиальная схема и цикл парокомпрессионной холодильной машины

Рабочее тело (холодильный агент) совершает в машинах и аппаратах холодильной машины замкнутую совокупность процессов - обратный термодинамический цикл, с целью передачи тепловой энергии от охлаждаемого тела к окружающей среде. При этом на совершение цикла затрачивается работа, которая обеспечивается подводом механической энергии к компрессору КМ. Цикл состоит из следующих процессов:

1-2 - сжатие пара (в данном случае изоэнтропное) в компрессорной машине КМ;

2-2” - охлаждение перегретого пара до состояния насыщения в конденсаторе КД;

2”-3' - конденсация пара до состояния насыщенной жидкости в конденсаторе КД;

3'- 3 - переохлаждение жидкости в конденсаторе или специальном аппарате - переохладителе;

3-4 - дросселирование жидкости в дросселирующем устройстве РВ (регулирующем вентиле);

4-1” - кипение жидкости с образование насыщенного пара в испарителе И - «холодопроизводящий процесс»;

1”-1 - перегрев пара в испарителе И или специальном аппарате - в зависимости от схемы холодильной машины, например, в рекуперативном теплообменнике.

Холодильный цикл характеризуется показателями:

Q_o - холодопроизводительность холодильной машины, то есть количество тепла отводимое от потребителя холода в единицу времени.

m - массовый расход холодильного агента циркулирующего в схеме. В сложной схеме в различных элементах её элементах может циркулировать различное количество холодильного агента.

q_o = Q_o / m - удельная массовая холодопроизводительность. На диаграмме lg(p)-h она изображается отрезком q_o =h₁-h₄. При этом надо иметь в виду, что если перегрев пара происходит в испарителе, то теплота перегрева включается в холодопроизводительность (см. рис.1.2.). Таким образом, под удельной массовой холодопроизводительностью понимается количество тепла подводимое к 1 кг хладагента в испарителе.

Величина q_o зависит от вида холодильного цикла парокомпрессионной холодильной машины и в большой мере от термодинамических свойств рабочего тела.

q_v = Q_o / v₁ - удельная объёмная холодопроизводительность. Здесь v₁ - удельный объём пара на всасывании в компрессор. При заданной холодопроизводительности Q_o величина q_v в значительной мере определяет габариты компрессора и холодильной машины в целом.

L - работа затрачиваемая на сжатие хладагента в компрессоре (для одноступенчатой схемы холодильной машины - работа цикла).

l = L / m - удельная работа цикла (компрессора). На диаграмме lg(p)-h она изображается отрезком l =h₂ - h₁.

Q_к - теплота, отдаваемая в конденсаторе окружающей среде (тепловая нагрузка конденсатора).

q_к = Q_к / m - удельная тепловая нагрузка конденсатора.

= Q_o /L = q_o / l - холодильный коэффициент, служит для оценки энергетической эффективности цикла и показывает, какую холодопроизводительность можно достичь на единицу затраченной работы.

2. Расчёт теоретических характеристик парокомпрессионной холодильной машины

Зависимости основных технических показателей холодильного цикла парокомпрессионной холодильной машины от режима её работы, а именно, от температурных границ цикла, могут быть получены расчётным путем.

Задача - рассчитать значения величин холодопроизводительности Q_о, холодильного коэффициента и адиабатной работы L_ад парокомпрессионной машины, работающей по одноступенчатому циклу (см. рис. 1.1) для нескольких режимов работы. Цель построение характеристик Q_о, , L_ад = f(T_о) при Т_к=const и = f(П).

Исходные данные: Холодильный агент - R290.

Тип компрессора - поршневой.

Объёмная теоретическая производительность компрессора V_h = 0,10 м³/c.

Температура конденсации Т_к = 22°С.

Для выполнения поставленной задачи рассчитаем параметры пяти холодильных циклов, отличающихся температурой кипения холодильного агента. Принимаем следующие значения Т_о=-5°С; -15°С; -25°С; -35°С; -45°С.

Величина перегрева на всасывании во всех случаях принимается Т_вс = Т₁ - Т_1” = 5°С. Переохлаждение после конденсатора отсутствует и точка 3 совпадает с точкой 3'.

Используя диаграмму lg(p)-h для хладона R290, определим термодинамические параметры в узловых точках холодильного цикла.

Результаты занесём в табл. 1.1- 1.5.

Таблица 1.1

Для То = -5°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	3,991 3,991 8,765 8,765 8,765 3,991	-5 0 30 22 22 -5	0,11349 0,11783 0,05504 0,05237 0,00202 0,02198	567,90 577,20 612,35 595,81 256,75 256,75	2,375 2,410 2,401 2,346 1,197 1,209

Таблица 1.2

Для То = -15°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	2,903 2,903 8,765 8,765 8,765 2,903	-15 5 47 22 22 -15	0,15342 0,169 0,0609 0,05 0,0023 0,03	556,53 591,68 647,5 595,81 256,75 256,75	2,386 2,51 2,51 2,34 1,197 1,22

Таблица 1.3

Для То = -25°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	2,02 2,02 8,765 8,765 8,765 2,02	-25 4 60 22 22 -25	0,2167 0,24 0,06 0,05 0,002 0,06	546,19 592,7 672,3 595,8 256,75 256,75	2,40 2,58 2,5 2,34 1,197 1,24

Таблица 1.4

Для То = -35°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	1,35 1,35 8,765 8,765 8,765 1,35	-35 5 72 22 22 -35	0,31 0,376 0,06 0,05 0,002 0,105	535,85 597,8 699,1 595,8 256,75 256,75	2,43 2,67 2,66 2,34 1,197 1,26

Таблица 1.5

Для То = -45°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	0,8 0,8 8,765 8,765 8,765 0,8	-45 5 88,8 22 30,0 -45	0,47 0,585 0,07 0,05 0,02 0,17	522,4 598,9 732,2 595,8 256,75 256,75	2,4 2,7 2,76 2,34 1,197 1,29

Выполним расчёт по определению основных показателей для режима Т_о = -5°С.

1. Определим удельную массовую холодопроизводительность холодильного цикла

q_о = h₁ - h₄ =577,20 - 256,75 = 320,45 кДж/кг.

2. Определим степень повышения давления в компрессоре

П = р₂ / р₁ = 8,765 / 3,991 = 2,196.

3. Определим коэффициент подачи компрессора . При этом представим , как произведение =_огтр [1, 2], где:

_о - объёмный коэффициент, учитывающий снижение производительности компрессора из-за наличия мертвого пространства

_о = 1- а (П^1/m - 1) = 1- 0,05(2,196^0,98 - 1) =0,94,

где а - относительная величина мертвого пространства; m - показатель политропы процесса расширения газа из мертвого пространства (m 0,9k, где k - показатель адиабаты для R290).

_г - коэффициент герметичности, учитывающий снижение производительности компрессора из-за протечек газа из цилиндра компрессора при сжатии и нагнетании в полости с пониженным давлением. Определяем по эмпирической формуле:

_г = 1 - 610^-3(П - 1) = 1 - 610^-3(2,196 -1) =0,992.

_т - коэффициент подогрева, учитывающий снижение производительности компрессора из-за подогрева газа, за счёт теплообмена со стенками, на всасывании компрессора. Определяем по эмпирической формуле для холодильных компрессоров (температуры в формуле в Кельвинах)

_т = Т_о / Т_к = (273 - 5) / (273 + 22) =0,908.

_р - коэффициент давления, учитывающий снижение производительности компрессора из-за дроссельных потерь на линии всасывания и во всасывающем клапане. Для хладоновых компрессоров _р = (0,92 … 0,98). Принимаем _р = 0,92.

Тогда

=_огтр = 0,940,9920,9080,92 = 0,778.

4. Определим холодопроизводительность холодильного цикла

Q_o = V_h q_o /v₁ = 0,778 0,1 320,45 / 0,11783 = 211,58 кВт.

5. Рассчитаем массовый расход холодильного агента

m = Q_o / q_o = 211,58 / 320,45 = 0,66 кг/с.

6. Определим удельную адиабатную работу компрессора

l_ад = h₂ - h₁ = 612,35-577,20 = 35,15 кДж/кг.

7. Определим адиабатную работу компрессора

L_ад = m l_ад = 0,66 35,15 = 23,199 кВт.

8. Рассчитаем величину холодильного коэффициента цикла

= Q_o / L_ад = 211,58 / 23,199 = 9,12.

9. Определим тепловую нагрузку на конденсатор

Q_к = m (h₂ - h₃) = 0,66 (612,35 - 256,75) = 234,69 кВт.

Выполним аналогичные расчёты для температур кипения Т_о=-15°С; -25°С; -35°С; -45°С. Полученные результаты занесём в табл. 1.6.

Таблица 1.6

То,°С	qo, кДж/кг	П		Qo, кВт	m, кг/с	Lад, кВт
-5 -15 -25 -35 -45	320,45 334,93 335,95 341,05 342,15	2,196 3,01 4,33 6,49 10,95	0,778 0,715 0,628 0,515 0,346	211,58 141,70 87,90 46,71 20,23	0,66 0,42 0,261 0,136 0,059	23,199 23,44 20,77 13,77 7,86	9,12 6,048 4,23 3,392 2,57

Характеристики Q_о, , L_ад = f(T_о) при Т_к = 30°С и характеристика = f(П), в соответствии с данными табл. 1.6, представлены на рис. 1.9 … 1.12.

Исходные данные: Холодильный агент -R134а.

Тип компрессора - поршневой.

Объёмная теоретическая производительность компрессора V_h = 0,10 м³/c.

Температура конденсации Т_к = 22°С.

Для выполнения поставленной задачи рассчитаем параметры пяти холодильных циклов, отличающихся температурой кипения холодильного агента. Принимаем следующие значения Т_о=-5°С; -15°С; -25°С; -35°С; -45°С.

Величина перегрева на всасывании во всех случаях принимается Т_вс = Т₁ - Т_1” = 5°С. Переохлаждение после конденсатора отсутствует и точка 3 совпадает с точкой 3'.

Используя диаграмму lg(p)-h для хладона R134а, определим термодинамические параметры в узловых точках холодильного цикла.

Результаты занесём в табл. 2.1- 2.5.

Таблица 2.1

Для То = -5°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	2,43 2,43 6,1 6,1 6,1 2,43	-5 6 35 22 22 -5	0,082 0,087 0,003 0,03 - -	394,5 404 423 410,1 230,03 230,03	1,7 1,76 1,75 1,71 1,1 1,12

Таблица 2.2

Для То = -15°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	1,63 1,63 6,1 6,1 6,1 1,63	-15 5 47 22 22 -15	0,12 0,13 0,03 0,03 - 0,03	388,6 406 435,6 410,1 230,03 230,03	1,73 1,8 1,79 1,71 1,1 1,21

Таблица 2.3

Для То = -25°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	1,06 1,06 6,1 6,1 6,1 1,06	-25 5 60 22 22 -25	0, 18 0,205 0,04 0,03 - 0,05	382,6 406,9 448,4 410,1 230,03 230,03	1,74 1,83 1,83 1,71 1,1 1,13

Таблица 2.4

Для То = -35°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	0,66 0,66 6,1 6,1 6,1 0,66	-35 5 73 22 22 -35	0,28 0,33 0,04 0,03 - 0,1	346,7 408,2 462,2 410,1 230,03 230,03	1,75 1,87 1,87 1,71 1,13 1,14

Таблица 2.5

Для То = -45°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	0,46 0,46 6,1 6,1 6,1 0,46	-45 -3 81 22 22 -45	0,65 0,75 0,04 0,03 - 0,19	462 414 469 410,1 230,03 230,03	1,7 1,92 1,8 1,71 1,1 1,15

Выполним расчёт по определению основных показателей для режима Т_о = -5°С.

1. Определим удельную массовую холодопроизводительность холодильного цикла

q_о = h₁ - h₄ =404 - 230,03 = 173,97 кДж/кг.

2. Определим степень повышения давления в компрессоре

П = р₂ / р₁ = 6,1 / 2,43 = 2,51.

3. Определим коэффициент подачи компрессора . При этом представим , как произведение =_огтр [1, 2], где:

_о - объёмный коэффициент, учитывающий снижение производительности компрессора из-за наличия мертвого пространства

_о = 1- а (П^1/m - 1) = 1- 0,05(2,51^0,97- 1) =0,92

где а - относительная величина мертвого пространства; m - показатель политропы процесса расширения газа из мертвого пространства (m 0,9k, где k - показатель адиабаты для R134а).

_г - коэффициент герметичности, учитывающий снижение производительности компрессора из-за протечек газа из цилиндра компрессора при сжатии и нагнетании в полости с пониженным давлением. Определяем по эмпирической формуле:

_г = 1 - 610^-3(П - 1) = 1 - 610^-3(2,51 -1) =0,99

_т - коэффициент подогрева, учитывающий снижение производительности компрессора из-за подогрева газа, за счёт теплообмена со стенками, на всасывании компрессора. Определяем по эмпирической формуле для холодильных компрессоров (температуры в формуле в Кельвинах)

_т = Т_о / Т_к = (273 - 5) / (273 +22) =0,908.

_р - коэффициент давления, учитывающий снижение производительности компрессора из-за дроссельных потерь на линии всасывания и во всасывающем клапане. Для хладоновых компрессоров _р = (0,92 … 0,98). Принимаем _р = 0,92.

Тогда

=_огтр = 0,920,990,9080,92 = 0,76.

4. Определим холодопроизводительность холодильного цикла

Q_o = V_h q_o /v₁ = 0,76 0,1 173,97 / 0,087 = 151,97 кВт.

5. Рассчитаем массовый расход холодильного агента

m = Q_o / q_o = 151,97 / 173,97 = 0,87 кг/с.

6. Определим удельную адиабатную работу компрессора

l_ад = h₂ - h₁ = 423 - 404 = 19 кДж/кг.

7. Определим адиабатную работу компрессора

L_ад = m l_ад = 0,87 19 = 16,53 кВт.

8. Рассчитаем величину холодильного коэффициента цикла

= Q_o / L_ад = 151,97 / 16,53 = 9,19.

9. Определим тепловую нагрузку на конденсатор

Q_к = m (h₂ - h₃) = 0,87 (423 - 230,03) = 193,14 кВт.

Выполним аналогичные расчёты для температур кипения Т_о=-15°С; -25°С; -35°С; -45°С. Полученные результаты занесём в табл. 2.6.

Таблица 2.6

То,°С	qo, кДж/кг	П		Qo, кВт	m, кг/с	Lад, кВт
-5 -15 -25 -35 -45	173,97 175,97 176,87 178,17 183,97	2,51 3,74 5,75 9,42 13,26	0,76 0,675 0,577 0,41 0,28	151,97 91,36 49,78 22,13 6,86	0,87 0,51 0,28 0,124 0,037	16,53 15,09 11,66 6,69 2,035	9,19 6,05 4,26 3,38 3,37

Характеристики Q_о, , L_ад = f(T_о) при Т_к = 30°С и характеристика = f(П), в соответствии с данными табл. 2.6, представлены на рис. 1.9 … 1.12.

3. Характеристики парокомпрессионной холодильной машины

3.1 Установление режима работы холодильной машины и характеристики её элементов

Установление того или иного стационарного режима работы холодильной машины есть следствие достижения динамического равновесия тепловых и массовых потоков в отдельных её элементах: компрессоре, теплообменных аппаратах и регулирующем вентиле. Каждый из этих элементов характеризуется своей характеристикой, под которой будем понимать зависимость величины тепловых Q или массовых m потоков в элементе от режимных параметров холодильного цикла - температур кипения Т_о, конденсации Т_к, величины перегрева на всасывании Т_вс и т.д.

Компрессор характеризуется тепловыми потоками на входе Q_o^км (холодопроизводительность компрессора) и выходе Q_к^км (тепловая нагрузка на конденсатор). Эти показатели связаны между собой зависимостью

Q_к^км = Q_o^км + N^км,

где N^км - внутренняя мощность компрессора.

Холодопроизводительность компрессора определяется по выражению

,

где: V_д, V_h - действительная и теоретическая объёмные производительности; - коэффициент подачи компрессора; q_о и q_v - удельные массовая и объёмная холодопроизводительности; v_вс - удельный объём всасываемых паров. Величина V_h обусловлена только конструкцией компрессора и не зависит от режима работы.

Удельная массовая холодопроизводительность находится в зависимости от рода холодильного агента и температур Т_о и Т_к. Как правило, q_о растёт с повышением Т_о и падением Т_к.

Удельный объём всасываемых паров зависит от их давления р_вс и температуры Т_вс, а те, в свою очередь, от Т_о. Изменение v_вс вносит наибольшую долю в общее изменение холодопроизводительности компрессора Q_к^км от Т_о.

Коэффициент подачи зависит от конструкции компрессора, перегрева паров холодильного агента на всасывании T_вс=Т_вс- Т_о и температур Т_о и Т_к. Для каждого вида холодильного агента и конкретной схемы холодильной машины имеется свой оптимальный перегрев паров на всасывании, соответствующий наилучшим энергетическим и экономическим показателям. Повышение Т_к и снижение Т_о ведет к росту степени повышения давления в компрессоре и, как следствие, снижению коэффициента подачи .

Внутренняя мощность компрессора N^км тратится на сжатие паров холодильного агента в компрессоре. Она зависит от температур Т_о и Т_к, связанной с ними степени повышения давления и эффективности рабочих параметров в компрессоре, определяемой внутренним адиабатным _ад или изотермным _из КПД. С ростом Т_о мощность компрессора N^км растёт, а её зависимость от Т_к и носит сложный характер. Для режимов, характерных для холодильных компрессоров (>3,5), рост Т_к и вызывает снижение N^км, а уменьшение _из или _ад приводит к росту внутренней мощности. Наибольшее влияние на изменение N^км оказывает Т_о за счет изменения массовой производительности компрессора m_км.

Характеристики компрессора изображаются в координатах -Т_о, -Т_к (рис. 3.1, 3.2). Часто характеристики компрессора в литературе отожествляются с характеристиками самой парокомпрессионной машины. Это отражает тот факт, что именно производительностью компрессора определяются величины материальных потоков циркулирующих в схеме холодильной машины, а, следовательно, и основные показатели машины в целом.

Рис. 3.1. Холодопроизводительность компрессора Qокм=f(Tо)	Рис. 3.2. Тепловая нагрузка на конденсатор Qокм=f(Tо)

компрессор холодильный паракомпрессионный машина

Исходные данные: Холодильный агент -R717.

Тип компрессора - поршневой.

Объёмная теоретическая производительность компрессора V_h = 0,10 м³/c.

Температура конденсации Т_к = 22°С.

Для выполнения поставленной задачи рассчитаем параметры пяти холодильных циклов, отличающихся температурой кипения холодильного агента. Принимаем следующие значения Т_о=-5°С; -15°С; -25°С; -35°С; -45°С.

Величина перегрева на всасывании во всех случаях принимается Т_вс = Т₁ - Т_1” = 5°С. Переохлаждение после конденсатора отсутствует и точка 3 совпадает с точкой 3'.

Используя диаграмму lg(p)-h для хладона R717, определим термодинамические параметры в узловых точках холодильного цикла.

Результаты занесём в табл. 3.1- 3.5.

Таблица 3.1

Для То = -5°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	3,5 3,5 9,17 9,17 9,17 3,5	-5 4,8 73 22 22 -5	0,34 0,36 0,17 0,14 0,002 0,03	1454,1 1480,3 1620,09 1484,7 305 305	5,6 5,77 5,78 5,36 1,36 1,37

Таблица 3.2

Для То = -15°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	2,3 2,3 9,17 9,17 9,17 2,3	-15 6 106 22 22 -15	0,51 0,55 0,19 0,14 0,002 0,6	1445,41 1493,4 1703,06 1484,7 305 305	5,83 6,01 6,03 5,36 1,36 1,4

Таблица 3.3

Для То = -25°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	1,5 1,5 9,17 9,17 9,17 1,5	-25 4 144 22 22 -25	0,77 0,87 0,21 0,14 0,02 0,12	1432,3 1497,8 1794,7 1484,7 305 305	5,99 6,24 6,23 5,36 1,36 1,44

Таблица 3.4

Для То = -35°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	0,9 0,9 9,17 9,17 9,17 0,9	-35 7 190 22 22 -35	1,22 1,45 0,24 0,14 0,02 0,23	1417,03 1508,73 1908,3 1484,7 305 305	6,15 6,51 6,50 5,36 1,36 1,48

Таблица 3.5

Для То = -45°С
№ точки	р, МПа	Т, °С	v, м3/кг	h, кДж/кг	s,кДж/кгК
1” 1 2 2” 3 4	0,5 0,5 9,17 9,17 9,17 0,5	-45 7 230 22 22 -45	0,0265 0,0273 0,0140 0,0131 - -	1399,56 1510,92 2000,0 1484,7 305 305	6,33 6,78 6,66 5,36 1,36 1,53

Выполним расчёт по определению основных показателей для режима Т_о = -5°С.

1. Определим удельную массовую холодопроизводительность холодильного цикла

q_о = h₁ - h₄ =1480,3 - 305 = 1177,3 кДж/кг.

2. Определим степень повышения давления в компрессоре

П = р₂ / р₁ = 9,17 / 3,5 = 2,62.

3. Определим коэффициент подачи компрессора . При этом представим , как произведение =_огтр [1, 2], где:

_о - объёмный коэффициент, учитывающий снижение производительности компрессора из-за наличия мертвого пространства

_о = 1- а (П^1/m - 1) = 1- 0,05(2,62^0,85- 1) =0,93,

где а - относительная величина мертвого пространства; m - показатель политропы процесса расширения газа из мертвого пространства (m 0,9k, где k - показатель адиабаты для R717).

_г - коэффициент герметичности, учитывающий снижение производительности компрессора из-за протечек газа из цилиндра компрессора при сжатии и нагнетании в полости с пониженным давлением. Определяем по эмпирической формуле:

_г = 1 - 610^-3(П - 1) = 1 - 610^-3(2,62 -1) =0,99.

_т - коэффициент подогрева, учитывающий снижение производительности компрессора из-за подогрева газа, за счёт теплообмена со стенками, на всасывании компрессора. Определяем по эмпирической формуле для холодильных компрессоров (температуры в формуле в Кельвинах)

_т = Т_о / Т_к = (273 - 5) / (273 + 22) =0,908.

_р - коэффициент давления, учитывающий снижение производительности компрессора из-за дроссельных потерь на линии всасывания и во всасывающем клапане. Для хладоновых компрессоров _р = (0,92 … 0,98). Принимаем _р = 0,92.

Тогда

=_огтр = 0,930,990,9080,92 = 0,76.

4. Определим холодопроизводительность холодильного цикла

Q_o = V_h q_o /v₁ = 0,76 0,1 1177,3 / 0,36 = 248,54 кВт.

5. Рассчитаем массовый расход холодильного агента

m = Q_o / q_o = 248,54 / 1177,3 = 0,21 кг/с.

6. Определим удельную адиабатную работу компрессора

l_ад = h₂ - h₁ = 1620,09 - 1480,3 = 139,79 кДж/кг.

7. Определим адиабатную работу компрессора

L_ад = m l_ад = 0,21 139,79 = 29,35 кВт.

8. Рассчитаем величину холодильного коэффициента цикла

= Q_o / L_ад = 248,54 / 29,35 = 8,46.

9. Определим тепловую нагрузку на конденсатор

Q_к = m (h₂ - h₃) = 0,21 (1620,09 - 305) = 276,16 кВт.

Выполним аналогичные расчёты для температур кипения Т_о=-15°С; -25°С; -35°С; -45°С. Полученные результаты занесём в табл. 3.6.

Таблица 3.6

То,°С	qo, кДж/кг	П		Qo, кВт	m, кг/с	Lад, кВт
-5 -15 -250 -35 -45	1177,3 1190,4 1194,8 1205,73 1207,92	2,62 3,98 6,11 10,18 18,34	0,76 0,69 0,6 0,47 0,28	248,54 149,341 82,4 39,08 13,52	0,21 0,12 0,06 0,03 0,011	29,35 25,19 17,81 11,98 5,37	8,46 5,93 4,62 3,26 2,51

Характеристики Q_о, , L_ад = f(T_о) при Т_к = 30°С и характеристика = f(П), в соответствии с данными табл. 3.6, представлены на рис. 1.9 … 1.12.

Размещено на Allbest.ru