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 односту-пенчатых применяют двух-, трехступенчатые и каскадные холодильные машины. Кро-ме 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 ус-ловий прочности, так как по расчетам разность давлений Р_к - Р_о компрессоров не долж-на превышать 1,7 МПа. В многоступенчатых машинах температура паров холодильного агента в конце сжатия первой ступени компрессора обычно выше температуры окру-жающей среды, поэтому приходится охлаждать перегретый пар прямоточно в водяном межступенчатом холодильнике. Кроме водяного применяют промежуточное охлажде-ние холодильным агентом, что увеличивает холодильный коэффициент. Многократное

 

дросселирование холодильного агента с промежуточным отбором пара снижает энерге-тические 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 ступе-нями сжатия может быть полным и неполным (рис. 3).

 

 

Рис. 3.2. 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. 3, а) температура сжатого пара после цилиндра низкого давления(ЦНД) —процесс 1— 2 - снижается в водяном межступенчатом холодильнике I до состояния 3' сухого пере-гретого пара, а затем пар поступает в цилиндр высокого давления (ЦВД). Состояние 4' на S—T -диаграмме (рис. 4) соответствует состоянию пара после сжатия в ЦВД в двух-ступенчатой 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 при давлении конденсации Р_к, соответствующем дав-лению 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. 4).

 

 

 

Рис.3.3. Цикл многоступенчатой парокомпрессионной машины

 

Жидкость из промежуточного сосуда используется для кипения в испарителе V (рис. 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 темпе-ратуре кипения Т"о и давлении P' ₀ в цикле после первого дросселирования в РВ ₁. 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 па-ра.

Сжатый в ЦНД пар после межступенчатого водяного холодильника (точка 3', рис. 4, б) поступает на доохлаждение в промежуточный сосуд II, где приходит в состояние на-сыщенного пара (точка 3, рис. 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 двух-ступенчатых схемах.

Через разные элементы многоступенчатых схем с промежуточным отбором пара цир-кулирует 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 испари-тель.

Для получения очень низких температур применения одного рабочего тела недостаточ-но из-за давлений кипения рабочего тела, близких к глубокому вакууму, затвердевания его при низкой температуре кипения в испарителе и по другим причинам. В этих слу-чаях приходится использовать каскадные холодильные машины, в каждой ступени ко-торых 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 стано-вится 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 по-вышается, вследствие чего всасывающий клапан Е₁ закрывается. Поскольку рассматри-

 

вается 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 соответст-вующий условиям термодинамический процесс (изотермический, адиабатический или политропический) до величины давления, несколько превышающего давление в сбор-нике Д. Тогда открывается нагнетательный клапан Ж ₁, 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. 3.4.. Схема поршневого компрессора двойного действия

 

Рис. 3.5. Теоретическая индикаторная диаграмма поршневого компрессора

 

Происходящие в рабочей полости цилиндра компрессора процессы анализируют с по-мощью индикаторной диаграммы, построенной в координатах давление пара Р — объ-ем цилиндра V (рис. 6).

 

При этом принимают, что объем, описанный поршнем, в точности равен объему ци-линдра, 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 всасываю-щий клапан и пары холодильного агента заполняют рабочую полость цилиндра. Всасы-вание происходит при постоянном давлении, равном давлению кипения Р_о в испарите-ле (линия 4— 1), и заканчивается в крайнем правом положении поршня (н.м.т.). Всасы-вающий клапан в этот момент закрывается.

 

 

При обратном движении поршня происходит адиабатическое сжатие паров холодиль-ного агента (линия 1—2) до давления, равного давлению конденсации Р_к в конденсато-ре. 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

 

QT=Vc qv;	(3.10)
Vc= Vh n Z = 0,25 π D2 s n Z,	(3.11)

 

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

 

Однако действительные процессы, протекающие в компрессоре, сопровождаются ря-дом 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 холо-дильного агента через неплотности и другими причинами.

Индикаторная диаграмма действительного рабочего процесса значительно отличается от теоретической (рис. 7).

 

 

Рис.3.6. 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. Про-цесс расширения сжатых паров холодильного агента из мертвого пространства изобра-жен кривой 3—4, представляющей собой политропу.

 

Точка 4 на диаграмме соответствует моменту открытия всасывающего клапана ком-прессора и началу процесса всасывания. Процесс всасывания отображает линия 4—1, расположенная ниже уровня Р_о на величину ∆Р₀ 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 ∆Р_К, равную гидрав-лическому сопротивлению в каналах, клапанах и трубопроводах нагнетательной сторо-ны 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 мерт-вом пространстве, т.е. момент, когда поршень занимает в.м.т.

Отрезок V_h пропорционален рабочему объему цилиндра, а отрезок V _o — объему мерт-вой 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

 

λc=1 – Vc1 / Vh.

(3.12)

Для всасывания пара в цилиндр давление в нем должно быть меньше, чем в испарителе,

а при выталкивании выше, чем в конденсаторе (см. рис. 8). Объемные потери вследст-вие дросселирования учитываются соответствующим коэффициентом

 

λдр= 1 - [(1 + Vc /Vh) ∆p0 / λc);	(3.13)
∆p0 = (Ро - Рвс)/Р0,	(3.14)

 

где ∆р₀ — относительная величина потери давления всасывания в каналах (∆р₀ = 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 /ТК,

(3.15)

 

где T _о и Т_к — соответственно температуры кипения и конденсации холодильного аген-та.

 

Интенсивность теплообмена больше при всасывании в цилиндры компрессора влажно-го 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 ком-прессора, определяют по формуле

 

Vd = Vh λ = Vh λc λдр λп λпл;	(3.16)
λ = f (PK / P0),	(3.17)

 

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 отсасы-вание пара из испарителя с той же интенсивностью, с которой он образуется в резуль-тате 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 температу-ре конденсации, то степень сжатия Р_к/Р₀ уменьшается, коэффициент подачи компрес-сора возрастает и его производительность увеличивается.

 

Если производительность компрессора такова, что пар отводится из испарителя слиш-ком 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, коэффици-ент подачи компрессора снижается. В результате действительный объем перемеща-емого компрессором пара в единицу времени уменьшается, холодопроизводительность компрессора снижается.

 

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

 

Вопросы для самоконтроля

 

1. Одноступенчатые холодильные машины.

 

2. Многоступенчатые холодильные машины.

 

3. Цикл многоступенчатой парокомпрессионной машины.

 

4. Теоретическая индикаторная диаграмма поршневого компрессора.

 

5. Теоретическая холодопроизводительность компрессора.

 

6. Индикаторная диаграмма действительного рабочего процесса.

 

7. Действительный объем паров холодильного агента.

 

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

 

Основная

 

5. Расщепкин А.Н., Ермолаев В.А., Кемеровский Теплообменные аппараты низкотемпературной техники. [Электронный ресурс] 2012 URL: http://www.iprbookshop.ru/14393.html (Дата обращения: 23.09.2013).

 

6. Буянов О.Н.,Воробьёва Н.Н.,Усов А.В. Холодильное технологическое обору-

дование [Электронный ресурс] 2009 URL: http://www.iprbookshop.ru/14401.html

(Дата обращения: 23.09.2013).

 

Дополнительная

 

7. Большаков С.А. Холодильная техника и технология продуктов питания. – М.: Изда-тельский центр «Академия», 2003. – 304 с.

8. Курылев Е.С., Оносовский В.В., Румянцев Ю.Д. Холодильные установки. – СПб.: Политехника, 2002. – 576 с.

9. Куцакова В.Е. и др. Примеры и задачи по холодильной технологии пищевых про-

дуктов. – М.: Колосс, 2003. – 240 с.

 

 

 

Лекция 4