Способы сокращения необратимых потерь

а) Способы сокращения необратимых потерь при дросселировании.

1. Цикл с переохлаждением рабочего тела.

Необратимые потери при дросселировании можно уменьшить, применив переохлаждение жидкого рабочего тела перед дроссельным вентилем. Схема холодильной машины (рис. 13) при этом дополняется еще одним теплообменным аппаратом – переохладителем, который располагается между конденсатором и дроссельным вентилем (в отдельных случаях процесс переохлаждения жидкости может происходить в самих конденсаторах).

Рис. 13. Схема и цикл холодильной машины с переохладителем.

Введение переохладителя (ПО) вызвало увеличение охлаждающей жидкости, работа при этом не изменится.

Экономическая эффективность переохладителя зависит от организации переохладителя. Чаще всего применяют когда для отвода теплоты имеется два источника, например, обычная речная вода и более холодная вода артезианской скважины. В этом случае процесс конденсации (2-3) идет за счет охлаждения речной водой, а процесс переохлаждения (3-3’) за счет артезианской. Процесс переохлаждения (3-3’) увеличивает удельную, а, следовательно, и общую холодопроизводительность холодильной машины, а т.к. при этом работа цикла не изменяется, то холодильный коэффициент увеличивается.

.

2. Цикл с регенерацией (рис. 14).

В современных холодильных машинах особенно фреоновых вводится процесс регенерации (теплообмена ТО) между паром, выходящим из испарителя и жидкостью, выходящей из конденсатора. При этом температура пара в регенеративном теплообменнике повышается (1-1’), а температура жидкости перед дроссельным вентилем понижается (3-3’).

Рис. 14. Схема и цикл холодильной машины с регенерацией

В результате регенерации увеличивается холодопроизводительность цикла на величину Δq₀

,

но одновременно увеличивается и работа цикла (работа компрессора). Это увеличение работы эквивалентно площади . Для большинства рабочих тел регенерация не приносит выгоды, однако для машин работающих на фреонах регенерация выгодна (для практических условий) для того, чтобы уйти от влажного хода.

б) Сокращение потери цикла от перегрева пара при сжатии.

Эти потери, которые зависят от адиабатного процесса сжатия можно уменьшить интенсивным охлаждением стенок в цилиндре компрессора (внешнее охлаждение) или самого рабочего тела в процессе работы при сжатии (внутреннее охлаждение). Внешнее охлаждение может осуществляться либо водяной рубашкой, либо обдувом вентилятора. Внутреннее охлаждение – охлажденное масло впрыскивается в рабочую полость компрессора.

в) Сокращение потерь цикла от конечной разности температур в теплообменных аппаратах.

Эти потери можно сократить, увеличив поверхность этих теплообменных аппаратов. Увеличение поверхности аппаратов приводит к росту металлоемкости и стоимости, поэтому разность температур в теплообменных аппаратах необходимо экономически обосновывать. Экономически целесообразному перепаду температур в теплообменных аппаратах соответствует наименьшая сумма расходов, отнесенная к единице вырабатываемого холода. Здесь всегда приходится иметь дело с тем, что увеличение перепада температур вызывает рост энергетических затрат, но в то же время способствует уменьшению затрат на оборудование, благодаря уменьшению металлоемкости.

П=Э+Е_п·К,

где П – приведенные затраты;

Е_н – нормативный коэффициент эффективности капиталовложения;

Э – затраты на эксплуатацию;

К – капитальные затраты.

Лекция 5. Расчет теоретического цикла одноступенчатой паровой

Холодильной машины

Цель расчета: определение основных параметров цикла и исходных данных для дальнейших расчетов машин и аппаратов.

Исходные данные:

1. Полная холодопроизводительность Q₀.

2. Температуры внешних источников t_o.охл; t_o.c

Кроме этого для расчета холодильного цикла паровой холодильной машины необходимо знать:

а) температуру кипения t₀;

б) температуру конденсации t_к;

в) температуру переохлаждения жидкого хладагента перед регулирующим вентилем t_п.

Эти температуры (t₀, t_к, t_п) выбираются в зависимости от температуры объекта охлаждения t_о.охл и окружающей среды t_o.c

Температуру кипения в установках с непосредственным охлаждением принимают в зависимости от расчетной температуры воздуха в камере.

При проектировании хладоновых установок температуру кипения принимают на 14–16 °С ниже этой температуры. При проектировании холодильных установок с непосредственным охлаждением аммиачными холодильными машинами температуру кипения аммиака принимают на (5–10) °С ниже температуры воздуха в камере. В холодильных установках с рассольным охлаждением камер температуру кипения хладагента принимают на 4–6 °С ниже средней температуры рассола в приборах охлаждения.

В установках с воздушным охлаждением конденсатора температуру конденсации принимают:

для хладоновых холодильных машин – на 10 – 12 °С выше расчетной температуры наружного воздуха;

для аммиачных холодильных машин – на 9 – 11 °С выше расчетной температуры наружного воздуха.

Температуру всасываемых паров t_вс принимают в аммиачных машинах на 5-10 °С, в хладоновых – на 15 – 20 °С выше температуры кипения t_0.

Температуру жидкого хладагента перед регулирующим вентилем t_n принимают – для хладоновых холодильных машин с регенеративным теплообменником – по удельной энтальпии жидкости, которую, в свою очередь, находят из теплового баланса теплообменника (рис. 15.); для аммиачных холодильных машин без переохладителя жидкости и для хладоновых машин без регенеративного теплообменника – равной температуре насыщенной жидкости при расчетном давлении конденсации. Температуру жидкого хладагента, выходящего из змеевика промежуточного сосуда, принимают на 4 – 6 °С выше температуры кипения хладагента в этом аппарате.

Рис. 15.Цикл холодильной машины

Затем выбирают:

1. Тип холодильного агента.

2. Схему холодильной машины.

3. Строят цикл в диаграмме T-S или i-lgp. Для этого:

а) по заданным t₀ и t_к определяют изобары Р₀ и Р_к;

б) определяют точку всасывания (1');

в) находят точку перегрева (1);

г) из точки 1 проводят изоэнтропу до пересечения с P_к=idem;

д) определяют точку 3' (Р₃=Р₂), как точку пересечения изобары Р_к с кривой насыщенной жидкости;

е) состояние точки 3 определяют в зависимости от принятой схемы холодильной машины;

ж) из точки 3 проводят линию i₃=idem до пересечения с изобарой P₀=idem. Точка пересечения определяет состояние точки 4.

Определение параметров цикла

1. Массовая холодопроизводительность, кДж/кг:

.

2. Плотность теплового потока через конденсатор, кДж/кг:

3. Удельная изоэнтропная работа при адиабатном сжатии, кДж/кг:

.

4. Холодильный коэффициент:

.

4. Количество рабочего тела, циркулирующего в машине, кг/с:

.

5. Действительный объем пара, поступающего в компрессор, м³/с:

.

6. Теоретическая мощность, затрачиваемая в компрессоре, кВт:

.

7. Индикаторная мощность, кВт:

.

5. Полная нагрузка на конденсатор:

а) теоретическая полная нагрузка на конденсатор, кДж/с:

.

б) действительная полная нагрузка на конденсатор, кДж/с:

.

Раздел VI

Лекция 1. Введение

Компрессоры паровых холодильных машин входят в состав герметически закрытой системы и предназначены для отсасывания холодильного агента из испарителя в целях поддержания в последнем давления р₀, сжатия пара и выталкивания его в конденсатор при давлении Р_к.

В паровых холодильных машинах используют поршневые компрессоры объемного действия (с возвратно-поступательным движением поршня, ротационные с вращающимся поршнем-ротором, винтовые) и турбокомпрессоры (осевые и центробежные). В компрессорах объемного действия повышение давления происходит за счет периодического уменьшения объема рабочей камеры. В турбокомпрессорах давление увеличивается за счет преобразования кинетической энергии потока в потенциальную.

В настоящее время больше всего используют поршневые компрессоры.

Лекция 2. Поршневой компрессор

Допущения теоретического цикла:

1. Процессы всасывания и нагнетания протекают при const параметрах и переменной массе рабочего тела.

2. При движении поршня нет трения.

3. Отсутствуют утечки и вредное пространство.

4. Отсутствует теплообмен.

5. Отсутствуют потери в клапанах.

Для оценки работы компрессора сравнивают действительный рабочий процесс с теоретическим (рис. 16, а). Линия а-1 характеризует всасывание пара, которое протекает при постоянном давлении р₀, равном давлению в испарителе, линия 1-2 – адиабатическое сжатие, линия 2-b – выталкивание пара при постоянном давлении р_к, равном давлению в конденсаторе. Объем пара V, засасываемый компрессором, соответствует объему V_h, описываемому поршнем (V=V_h).

где D – диаметр цилиндра, м;

S – ход поршня, м;

n – частота вращения вала компрессора, с^-1;

z – число цилиндров.

Рис. 16. Рабочий процесс компрессора:

а – теоретический;

б – действительный

В действительном процессе компрессора в отличие от теоретического имеются объемные потери, снижающие производительность компрессора. К объемным относят потери, вызванные наличием мертвого пространства, потерями давления при всасывании и нагнетании, подогревом пара от стенок цилиндра при всасывании, а также утечками через неплотности в клапанах и поршневых кольцах.

Действительный рабочий процесс компрессора изображается диаграммой с координатами V (объем за один ход поршня), р (давление пара). Ее называют индикаторной (рис. 16, б). Процесс всасывания (процесс 4–1)происходит при более низком давлении, чем в испарителе. Давление понижается вследствие сопротивления при протекании пара по трубопроводам и через клапаны, а также необходимости преодоления усилия упругого органа самодействующих клапанов. Нагнетание (процесс 2–3) происходит под давлением р₂ в цилиндре. Это давление выше давления в нагнетательном трубопроводе р_н, которое в свою очередь выше давления в конденсаторе р_к.

Разность между давлениями р₀–р₁=Δр₀ при всасывании достигает 0,05 МПа, а при нагнетаниир₂–р_к=Δр_к – до 0,1 МПа.

Понижение давления при всасывании приводит к увеличению удельного объема входящего в цилиндр пара и уменьшению массы засасываемого пара.

Из рис. 16, б видно, что при движении поршня в обратную сторону (справа налево) часть хода поршня используется только для доведения давления в цилиндре до р_вс (процесс 1–1'),а это приводит к объемным потерям. Уменьшение объема всасывания, вызванное сопротивлением при всасывании, на диаграмме изображено отрезком С₂, который возрастает с увеличением Δр_вс=р_вс-р₁. Кроме того, в результате понижения давления при всасывании и повышения при нагнетании увеличивается степень сжатия и, следовательно, возрастают потери С₁, обусловленные мертвым пространством.

Объемные потери, вызванные наличием мертвого пространства С₁, и сопротивления в клапанах С₂, видны на индикаторной диаграмме. Они характеризуются объемным коэффициентом индикаторной диаграммы

,

где V₁ – действительный объем всасывания за один ход, взятый из индикаторной диаграммы.

Лекция 3.Тепловой расчет компрессора

Производится при расчете холодильных машин и преследует две цели:

1. Подобрать компрессор.

2. Подобрать электрический двигатель.

Исходными данными являются полная холодопроизводительность (Q, кВт) и рассчитанный термодинамический цикл.

Из этих данных определяется

V_д=G_aV₁= =

V_д – действительный объем пара, поступающего в компрессор.

V_h = ,

где V_д – действительный объем пара поступающего в компрессор, определяется из расчета цикла;

– коэффициент подачи компрессора – параметр, учитывающий все потери производительности действительного поршневого компрессора.

= ,

где – индикаторный коэффициент. Определяется из индикаторной диаграммой и учитывает потери производительности вследствие наличия мертвого объема и сопротивления клапанов.

– коэффициент подогрева;

– коэффициент утечек;

– относительная величина объема вредного пространства (3–5 %).

,

где n – показатель политропы расширения рабочего тела,

∆Р_вс, ∆Р_н – потери в клапане.

К невидимым потерям относятся:

1) утечки пара через неплотности. Они характеризуются коэффициентом утечек, который либо определяется экспериментально, либо выбирается 0,98÷0,99;

2) потери, вызванные теплообменом в цилиндре при всасывании. Они характеризуются коэффициентом подогрева λ_w, определяются либо экспериментально, либо рассчитываются по данным, полученным в результате обработки экспериментальных данных.

Для одноступенчатого действительного поршневого компрессора объем описываемый поршнем определяется формулой

,

Используя эту формулу, схема расчета выглядит следующим образом:

1) из расчета цикла определяется действительный объем пара, поступающего в компрессор,

2) определяется коэффициент подачи компрессора λ,

3) определяется объем, описываемый поршнем

4) задаваясь рядом соотношений и параметров (S, D, n, z), вычисляют размеры компрессора, а затем выбирают по справочнику серийно выпускаемый промышленностью компрессор.