Парожидкостная компрессорная холодильная установка.

Хладоагентом в такой установке служит легкокипящая жидкость, которая (при атмосферном давлении 10⁵ Па) кипит при температуре T<0^oC.

При рассмотрении цикла воздушной холодильной машины было установлено, что перенос теплоты лучше всего выполнить по изотерме. Однако, используя воздух в качестве носителя холода, осуществить это нельзя. Другое дело, если в качестве хладоагента применить легкокипящую жидкость, причем для сообщения и отвода теплоты воспользоваться процессами кипения и конденсации протекающими по изотермам, если p=const. При выборе низкокипящего хладоагента используют жидкости, позволяющие получить низкие температуры при сравнительно умеренном давлении.

Дополнительным преимуществом при использовании низкокипящих хладоагентов является возможность понижения температуры не расширением производства работы в детандере, а мятием. Т.к. мы имеем дело с влажным паром, его мятие будет сопровождаться значительным понижением температуры вследствие снижения давления. В воздушной холодильной машине дросселирование дало бы очень незначительный температурный эффект.

Как уже отмечалось в паровых компрессионных холодильных установках широкое распространение получили CO₂, H₂, СH₃Cl (хлорметил), SO₂ и фреоны разных марок.

Работа парожидкостной компрессионной холодильной установка происходит в сравнительно небольшом температурном интервале T_В…T_Н (верхний температурный предел T_в ограничен критической температурой рабочего агента, а нижний T_H – температурой тройной точки).

Парожидкостный цикл (рис. 1) реализуется следующим образом. Практически сухой пар рабочей жидкости при низкой температуре, соответствующий температуре потребителя холода 1 (рис. 2) засасывается компрессором 5 и по адиабате снижается до такого давления, температура насыщения которого выше температуры охлаждающей воды. В TS-диаграмме это сжатие соответствует линии 1-2 (рис.1). Из компрессора 5 (рис. 2) пар хладоагента поступает в конденсатор (p=const), линия 2-3-4, отдавая при этом теплоту перегрева и скрытую теплоту парообразования охлаждающей воде. В отличии от воздушной установки рабочее тело поступает не в детандер, а в редукционный вентиль 3, где происходит его мятие, сопровождающееся падением давления и температуры. Конечное состояние в TS-диаграмме изображено т.5 (рис. 1). Причем пар в этой точке имеет то же значение энтальпии, что и в т. 4, и представляет смесь пара и жидкости при температуре, соответствующей температуре потребителя холода. Эта смесь используется как носитель холода и по сетям 2 направляется к промышленному потребителю холода 1, где происходит испарение ее жидкой фазы за счет подвода теплоты q₀ (линия 5-1, рис. 1).

Полученный в испарителе (потребителе холода) пар направляется на повторный цикл. При наличии расширительного цилиндра (детандера) процесс пошел бы по линии 4-6. Конечное состояние рабочего тела в TS-диаграмме в этом случае отобразилось бы т.6, а не 5, как это имеет место при дросселировании.

Таким образом, теплосодержание хладоагента перед поступлением в испаритель при наличии редукционного вентиля выше на разность h₅-h₆, которая измеряется площадью прямоугольника 6-5-5’-6’. Такое увеличение энтальпии произошло в результате перехода механической работы в теплоту, воспринятую вновь хладоагентом.

   

 

 

 

 

 Таким образом, площадка 6-5-5’-6’ эквивалентна потерянной в редукционном вентиле механической работе. При этом происходит некоторое снижение холодопроизводительности q_o (площадь 5-1-1’-5’ меньше соответствующей площади 6-1-1’-6’ при работе с детандером). При отсутствии детандера работа в цикле равна работе h₂-h₁ сжатия рабочего тела в компрессоре (рис. 1). В TS-диаграмме линия 7-4 при определенных допущениях служит одновременно изобарой жидкости и нижней пограничной кривой. Разность энтальпий:

h₂-h₁=пл. 7’-7-4-3-2-1-1’ – пл.7’-7-1-1’ = пл.7-4-3-2-1

Таким образом, холодильный коэффициент

                                                                       (1)

где =h₁-h₅=h₁-h₄ (линия 4-5-изоэнтальна)

 =h₂-h₁

 

Подставляя значения площадей в (1), имеем

Практически между хладоагентом (за дроссельным вентилем) и потребителем холода вводят промежуточный хладоноситель. Как уже говорилось выше, используются водные растворы солей CaCl₂ и NaCl. В этом случае смесь пара и жидкости хладоагента поступает в трубы 2 испарителя 6 (рис. 2). Сжатие в компрессоре протекает по линии 1’-2’ (рис. 1). 

Многоступенчатая парожидкостная холодильная компрессионная установка.

Как известно одноступенчатые поршневые компрессоры применяются при степени повышения давления p_к/p_o ≤ 7, а двух и многоступенчатые – при p_к/p_o >7, т.к. при повышении p_к/p_o снижается производительность компрессора (коэффициент подачи) и индикаторный к.п.д. . Кроме того, при росте p_к увеличивается температура рабочего тела, а с ней и удельная работа сжатия. При многоступенчатом сжатии появляется возможность снизить температуру рабочего тела путем установки между ступенями специальных охладителей, благодаря чему снизится работа сжатия в последующих ступенях (уменьшится удельный объем рабочего тела).

Схемы многоступенчатой установки и организации цикла приведенные на рис.1 и 2.

Как видно из рис. 2 установки производит холод 2-хтемпературных уровней T_Н и T_Н (T_o T_o’) и обеспечивает заводских потребителей q’ и q_o’’ (см. рис. 1). Схема работает следующим образом. Поток теплоты q с температурным уровнем T_H (T_o) подводится к системе испарителей IX, откуда хладоагент с параметрами состояния 1 (p_o, T_o, рис. 2) засасывается компрессором 1 (нижняя ступень) и сжимается до давления P_o’ равного давлению в испарителе II 2-й ступени (параметры p_o’ T_o’). Газовая фаза из компрессора нижней ступени при параметрах т. 2 (p_o’ и T_o’) поступает в отделитель жидкой фазы (каплеуловитель) VI, где он холаждается вследствие теплообмена с жидким хладагентом.

Жидкость при состоянии 3 направляется в испаритель 2-й ступени, а пар из испарителя в состоянии 4 возвращается в разделительный сосуд, откуда в состоянии 6 засасывается компрессором III и сжимается до P_K,T_К и при параметрах т.7 направляется в конденсатор VI, где конденсируется проточной водой (отвод теплоты q_к). Жидкий хладоагент из конденсатора в состоянии 8 подается к дроссельному вентилю V 2-й ступени и после мятия при параметрах т.5 направляется в разделительный сосуд, откуда удаляется 2-мя потоками. Один поток (т.3, рис.2), попадает в испаритель II 2-й ступени, 2-й (т.9) – в дроссельный вентиль VII 1-й ступени, а из него через разделительный сосуд VIII - в испаритель IX 1-й ступени установки.     

 

Пароэжекторная холодильная установка.

Относится к аппаратам струйного типа, которые подразделяются на эжекторные и вихревые.

Схема пароэжекторной холодильной установки приведена на рис. Основным ее элементом является эжектор 1, в котором происходит сжатие инжектируемой среды.

Процессы протекающие в пароструйном компрессоре, представлены в SH-диаграмме на рис. 2. Для идеального компрессора потерями на турбине пренебрегают (рис. 2а).

 

Точка 1 характеризует начальное состояние рабочего пара (P_p, T_p). Начальные же параметры инжектируемого пара (P_Н, T_Н) характеризуются т.2 диаграммы. Расширение рабочего пара до достижения давления P₂’ в сопле рассматривается как адиабатное (линия 1-2’). Расширение инжектируемого пара до достижения давления P₂’’ характеризуется линией 2-2’’. После смещения состояния смеси характеризуется т.4. Тогда сжатие в диффузоре до заданных параметров Pс и Tв характеризуется на диаграмме т. 3 (линия 4-3). Найти т.3 и 4 можно из следующих соображений. Если отвлечься от всего того, что происходит в эжекторе, и рассматривать только начальное состояние пара, то все явления можно представить как смешение потоком G₁ и G₂ при их движении, причем, т.к. скорости движения на входе и выходе из компрессора практически одинаковы, изменением кинетической энергии при переходе от одного состояния к другому можно пренебречь. Тогда явление сжатия в компрессоре можно описать соотношением

 

(G1+G2)h_c=G₁h_p +G₂h_Н                                                                                                                         (1)

 

Разделив почленно левую и правую части равенства (1) на G₁, получим выражение

 

                                                                              (*)

 

где - коэффициент инжекции, устанавливающий соотношение между рабочим и инжектируемым паром в идеальном струнном компрессоре: .

Иногда ставится и иная задача, когда требуется найти состояние смеси P_c, T_c (т.3). Задаваясь массовыми долями g₁ и g₂ потоков G₁ и G₂, отыскиваем положение т.3 на линии 1-2. В соответствии с соотношением (*) и на основании подобия треугольников 1-3-5 и 1-2-6 запишем

 

Если принять l _3-2 =1, U_o = l _1-3­, при этом 1+ U_o = l _1-2 . Вместе с тем по определению:

 

Таким образом. т.3 делит отрезок 1-2 на части, обратно пропорциональные мысовым долям рабочего и инжектируемого пара. Отсюда следует правило нахождения т.3, т.е. P_c, T_c.

В реальном пароструйном эжекторе имеются потери энергии, которые в основном вызваны преобразованием кинетической энергии обеих потоков при их смешении в теплоту и трением. При этом теплота усваивается паром, в результате чего его энтальпия возрастает (рис. 2б). На этом рис. Линией 1-2’ показано действительное расширение пара в сопле, а 2-2’’ инжектируемого пара при входе в камеру смешения. Точка с характеризует состояние пара после смешения в идеальном цикле, а т.4 – в действительном состоянии и, наконец,   - процесс в диффузоре. Т.3 отвечает состоянию смеси на выходе из реального компрессора с теплосодержанием h_c. Как видим, значение h_c больше, чем у идеального комперссора (т.е.).

Потери кинетической энергии в сопле, камере смещения и детандере приводят к тому, что в реальном компрессоре инжектируется < хладоагента, чем в идеальном.

Потери кинетической энергии в сопле, камере смешения и диффузоре приводят к тому, что в реальном компрессоре инжектируется < хладоагента, чем в идеальном.

Коэффициент инжекции реального компрессора обозначают U д, егозначение для заданных параметров рабочего пара P_p и инжектируемого пара P_н определяют расчетом с учетом коэффициентов, характеризующих потери энергии в элементах пароструйного компрессора.

Энтальпия пара на выходе из реального компрессора может быть найдена из выражения

 

                                                                           (2)

или

 

В равенстве (2) по заданным h_p и h_Н, а также U д (U д= G ₂ / G ₁) находим h_c, а следовательно и Pc. Пользуясь Sh-диаграммой водяного пара, находим относительные параметры состояния в т.3 (см. рис. 2б).

Струйные аппараты холодильных установок классифицируются на компрессоры и эжекторы. В струйном компрессоре степень повышения давления 1,2≤ P_c/P_Н≤2,5; в струнном эжекторе P_c/P_Н >2,5.

Струйные эжекторы эжекторы применяются в пароэжекторных холодильных установках, т.к. в испарителе необходимо поддерживать глубокий вакуум.

В таких холодильных установках хладоагентом служит вода, перемещаемая по системе хладоснабжения струйным аппаратом – паровым эжектором. Пароэжекторные холодильные установки в отличие от компрессионных расходуют не механическую (привод компрессора электрический), а тепловую энергию. Такая замена энергоносителя имеет принципиальное значение для топливно-энергетического баланса промышленного предприятия – потребителя холода, т.к. в качестве энергоносителя для систем производства холода может быть использована бросовая теплота ВЭР или в крайнем случае пар из отборов турбин.

Вода, как уже отмечалось, инертна в сравнении с другими хладоагентами дешева, поглощает при испарении большое кол-во теплоты, не агрессивна по отношению к элементам оборудования и загрязняет окружающую среду.

Принципиальная схема централизованного снабжения холодом пром. предприятия с помощью пароэжекторной холодильной установки приведена на рис.1. Рабочий водяной пар поступает по трубопроводу 7 в сопло эжектора 1, смешивается с паром из испарителя 4 и направляется в конденсатор 2. Конденсат через дроссельный вентиль 3 подается в испаритель 4, а его избыток (от поступающего в эжектор свежего пара) перекачивается по трубопроводу 8 в систему производства рабочего пара. Такие холодильные установки ввиду физических особенностей воды применяются с положительными температурами испарения и конденсации (соответственно Tн и Tв), что, однако, вполне удовлетворяет многие промышленные технологии. Они просты по конструкции, не имеют движущихся частей и, что самое главное, в них может быть использован пар из отборов или котлов-утилизаторов (утилизационный принцип по отношению к паро- или газоурбинному циклу).

Давление пара в испарителе, исходя из свойств воды, должно быть очень низким, т.к. для получения температуры 0^oC давление составляет всего 0,623 кПа. Холодильный коэффициент такой установки может быть представлен как отношение количества теплоты q_o, полученной хладагентом в испарителе от рассола, к теплоте, затраченной в установке. Если расход теплоты в эжекторе обозначить через q₁, то холодильный коэффициент

                                                                                   (1)

В формуле (3) не учтена работа насоса для перекачки конденсата, которая пренебрежимо мала.