Молодежникова Л.И. Технологические энергоносители промышленных предприятий. Часть 2

Подождите немного. Документ загружается.

131

тающие на хладонах. Применение аммиачных установок в этих объек-

тах не разрешается правилами техники безопасности.

В автономных холодильных машинах применяют батареи или воз-

духоохладители с непосредственным испарением хладагента.

Системы с централизованным холодоснабжением могут быть непо-

средственного охлаждения или с промежуточным хладоносителем. При

выборе между ними учитывают, что первые более экономичны благода-

ря небольшому перепаду температур между воздухом в камере и темпе-

ратурой кипения, а снижение перепада температур на 5 °С уменьшает

расход электроэнергии примерно на 15 %.

Недостатком аммиачных систем непосредственного охлаждения

является большое количество аммиака, содержащегося в трубах и аппа-

ратах, большое количество соединений, пожаро- и взрывоопасность.

Поэтому в холодильниках средней вместимости, расположенных вблизи

жилой застройки, при расположении камер на большом расстоянии от

машинного отделения, а также для охлаждения технологических аппа-

ратов и в системах кондиционирования, воздуха применяют системы с

промежуточным хладоносителем (рассол, вода или этиленгликоль). Ох-

лаждение хладоносителя осуществляют в основном с помощью хладо-

новых холодильных машин.

Применение установок с использованием промежуточного хладо-

носителя должно быть в каждом конкретном случае оправдано техноло-

гически или соображениями безопасности.

Аммиачные системы непосредственного охлаждения могут быть

безнасосными и насосно-циркуляционными.

Применение безнасосных систем ограничено: их используют на

небольших холодильниках вместимостью до 600 т и в небольших уста-

новках для приготовления «ледяной» воды на предприятиях молочной

промышленности.

В настоящее время преимущественное распространение получили

аммиачные насосно-циркуляционные схемы. Основная причина перехо-

да к насосно-циркуляционным схемам состоит в том, что при охлажде-

нии 5–6 камер и более (т. е. при большом количестве параллельных вет-

вей питания испарителей) требуется большое количество регуляторов

заполнения (например, ТРВ), что не только удорожает установку, но и

снижает ее надежность. Кроме того, при большом количестве парал-

лельных ветвей появляются трудности в распределении и дозировании

хладагента по приборам. Поэтому при числе камер 5 и более, а также

для питания хладагентом морозильных аппаратов обычно предпочита-

ют насосно-циркуляционные схемы.

132

Как при безнасосной, так и при насосно-циркуляционной схемах

холодильная установка может быть одно- и двухступенчатой.

Одноступенчатые установки используют в овоще- и фруктохрани-

лищах, на молокозаводах, где требуется создание температур, близких к

нулю, что соответствует температурам кипения около – 10 °С.

В холодильных установках с температурой кипения ниже

–25–30 °С применяют двухступенчатые холодильные машины.

Причинами, обусловливающими переход от одноступенчатого сжа-

тия к двухступенчатому, являются:

1. Уменьшение коэффициента подачи компрессора при понижении

температуры кипения, поскольку возрастает отношение давлений р

/ро;

при заданной нагрузке это приводит к необходимости устанавливать

компрессор с большей объемной производительностью.

2. Увеличение температуры, конца сжатия при увеличении р

/ро;

для аммиачных холодильных установок эта температура не должна

быть выше 150 °С, разность давлений р

– р

не должна быть более

1,67 МПа.

3. Снижение экономичности работы установки. Окончательный'

выбор между одно- и двухступенчатой установками можно сделать по-

сле техноэкономического сравнения вариантов. Но поскольку капиталь-

ные и эксплуатационные затраты растут с увеличением объемной про-

изводительности компрессоров, можно руководствоваться следующим

правилом: если суммарная теоретическая объемная производительность

компрессоров обеих ступеней в двухступенчатой установке будет

меньше объемной производительности компрессора в одноступенчатой

установке, целесообразно переходить на двухступенчатое сжатие.

При проектировании системы охлаждения необходимо также вы-

брать камерное оборудование.

Для охлаждения камер холодильников применяют:

 батарейное (или тихое) охлаждение, при котором в камере возни-

кает естественная циркуляция воздуха;

 охлаждение воздухоохладителями (воздушное охлаждение), при

котором в камере создается принудительная циркуляция воздуха под

воздействием вентиляторов воздухоохладителей;

 смешанное охлаждение, при котором в камере устанавливают как

батареи, так и воздухоохладители.

Основное преимущество батарейного охлаждения – сравнительно

небольшая усушка продуктов, хранящихся в неупакованном виде. К не-

достаткам этих систем относятся большая металлоемкость, неравно-

мерность распределения температуры по объему камеры и трудность

оттаивания инея.

133

Системы воздушного охлаждения лишены этих недостатков, по-

этому они находят все более широкое распространение. Увеличение по-

терь продукта в результате усушки, являющееся основным недостатком

этих систем, преодолевают путем применения упаковочных пленочных

материалов, применения экранов из недефицитных материалов для пе-

рехватывания теплопритоков через стены, доувлажнением воздуха в

камере.

Тип конденсатора выбирают в зависимости от назначения установ-

ки, условий водоснабжения и качества воды с учетом климатических

данных. В большинстве случаев на крупных и средних установках, ра-

ботающих с применением различных хладагентов, используют конден-

саторы с водяным охлаждением (горизонтальные кожухотрубные), что

целесообразно при наличии оборотного водоснабжения. В случае пря-

моточной системы водоснабжения из естественных водоемов на круп-

ных холодильных установках, работающих на аммиаке, используют

вертикальные кожухотрубные конденсаторы. Для районов с низкой от-

носительной влажностью воздуха рекомендуется применять испари-

тельные конденсаторы. Применение воздушных конденсаторов целесо-

образно в северных и средних климатических районах; в южных рай-

онах оно ограничено из-за высокой температуры наружного воздуха.

При использовании конденсаторов воздушного охлаждения предпоч-

тение следует отдавать выносным (например, крышным) конденсато-

рам, так как при размещении большого количества конденсаторов внут-

ри помещения для удаления выделяющейся теплоты конденсации тре-

буется устройство дополнительной приточно-вытяжной вентиляции.

6 Теоретические и действительные процессы и циклы

холодильных машин

Термодинамическое совершенство реального (необратимого) цикла

оценивается сравнением его параметров с параметрами идеального (об-

ратимого) цикла. Отношение холодильного коэффициента реального

цикла



к холодильному коэффициенту соответствующего идеально-

го цикла

ид



называется термодинамическим коэффициентом цикла



134

6.1 Идеальный цикл охлаждения

В паровых холодильных машинах в качестве рабочего тела (хлада-

гента) используются жидкости с низкими температурами кипения. Ра-

бота идеальной компрессионной паровой холодильной установки теоре-

тически осуществляется по обратному циклу Карно.

Рис. 4 Схема идеальной паровой поршневой компрессионной холодильной ус-

тановки и ее цикл на T-S-диаграмме.

I – компрессор, II – конденсатор, III – расширительный цилиндр-детандер,

IV – испаритель, V – насос, VI – потребитель холода.

Тепловой баланс идеальной компрессионной установки представ-

ляется в виде:

+ L

= q

+ L

где: q

- тепло, подведённое к испарителю, кДж/кг; q

к –

тепло, отве-

дённое из конденсатора кДж/кг; L

= h

– h

-работа сжатия паров хладоа-

гента в компрессоре, кДж/кг; L

= h

– h

-работа расширения паров хла-

доагента в детандере, кДж/кг; h

4 –

энтальпии соответствующих

точек на диаграмме.

В качестве показателя энергетической эффективности идеальной

компрессионной установки, работающей при температуре T

служит

холодильный коэффициент ε

и,

представляющий собой отношение холо-

допроизводительности или количества тепла q

подведённого к испари-

теля от тела, имеющего температуру Т

, к количеству затраченной на

работу компрессора энергии в тепловых единицах L:

Для идеальной компрессионной установки:

L=q

-q

135

Поэтому выражение (1) преобразуется к виду:



14321.

15641.





пл

)(

TTs







Для идеального цикла холодильный коэффициент не зависит от

применяемого хладоагента и положения точек 1 и 2 на изотермах Т

и Т

и имеет тем большее значение, чем меньше разность температур Т

-Т

отношение Т

/Т

Зависимость холодильного коэффициента ε

идеальной паровой

компрессионной холодильной установки от отношения Т

/Т

1 1.05 1.1 1.20 1.30 1.40 1.50

∞ 20 10 5 3.33 2.5 2.0

6.2 Реальные холодильные циклы

Холодильные циклы и установки, применяемые на практике, зна-

чительно отличаются от идеальных. Это обусловлено, прежде всего, те-

пловыми и гидравлическими потерями, а также несовершенством про-

исходящих в установках процессов (недорекуперация теплоты, утечка и

перетечка хладагента и др.); в ряде случаев – несовершенством собст-

венно холодильных циклов.

На рис.4, а показана схема, а

на рис. 4, б, в – процесс работы дейст-

вительной паровой механической холодильной установки в Т-s и h-s

диаграммах.

Основными отличиями действительного процесса от идеального

являются следующие:

1) В целях упрощения установки детандер заменяют регулирую-

щим дроссельным вентилем. Вследствие этого процесс идёт не по адиа-

бате, а по линии h=const; при этом уменьшаются холодильный коэффи

циент и удельная холодопроизводительность (на величину площадки d-

6-5-e-d); кроме того, увеличивается расход энергии на величину L

Энергетические потери в результате замены детандера дроссельным

вентилем растут с увеличением отношения Т

/Т

. При прочих одинако-

вых условиях эти потери больше для холодильных агентов, имеющих

меньшую теплоту парообразования r и более пологие линии энтальпий.

136

Рис. 5 Схема одноступенчатой паровой поршневой компрессионной холо-

дильной установки и её цикл на T-s и h-s – диаграмме.

I – компрессор; II – конденсатор, III – дроссельный вентиль, IV – испаритель,

V – переохладитель, VI – отделитель жидкости, VII – потребитель холода.

2)Чтобы компенсировать уменьшение холодопроизводительности

за счёт дросселирования, применяют переохлаждение холодильного

агента после конденсатора (участок 3-4 на рис. 4). Такое изменение в

цикле увеличивает удельную холодопроизводительность на величину

площадки d-6-5-e-d. После переохлаждения хладоагента процесс идёт

по линии 4-5, а испарение – по линии 5-1’. При отсутствии переохлаж-

дения дросселирование происходит по линии 3-6, а испарение – по ли-

нии

6-1’. Для переохлаждения холодильного агента в систему включа-

ется переохладитель V.

3) Процесс сжатия осуществляется не в области влажного пара (ли-

ния 1-2), как это имеет место в идеальном цикле, а в области перегрето-

го пара и не по адиабате, а по политропе 1′- 2″. Вследствие этого холо-

допроизводительность увеличивается незначительно (на пл. a-b-2′

-2″-a).

Однако такое изменение процесса даёт ряд преимуществ: исключается

возможность гидравлических ударов и повышается надёжность работы

компрессора, уменьшается роль вредного пространства, увеличивается

объёмный коэффициент λ и повышается внутренний КПД η

компрессо-

ра.

4) Для осуществления сухого хода компрессора в схему включается

отделитель жидкости VI.

Основные уравнения для одноступенчатой установки:

работа сжатия:

L=h

-h

1′

=пл.а-2″-2-3-8-1′-b-a;

подвод тепла в испарителе:

1′

-h

=пл.b-1′-5-e-b;

дросселирование:

; пл.4-8-9-4=пл.f-9-5-e-f;

137

суммарный подвод тепла в компрессоре и испарителе:

-h

+L = пл.a-2″-2-3-4-f-a;

суммарный отвод тепла в конденсаторе и переохладителе:

″-h

по

= пл. а-2″-2-3-4-f-a;

+L = q

по

;

удельная затрата работы:

L=L

/η

, кДж/кг;

Удельная затрата работы при адиабатном процессе сжатия пара (по

линии 1′-2′):

1к

· p



/)1(





















 кк

кДж/кг,

где: η

– внутренний индикаторный КПД компрессора; p

– давле-

ние в испарителе, Па; p

– давление в конденсаторе, Па; υ

– удельный

объём рабочего агента в испарителе, м

/кг; к – показатель адиабаты.

Одноступенчатые компрессионные холодильные установки приме-

няются обычно до степени сжатия p

/р

< 6–8. При больших степенях

сжатия применяют многоступенчатые установки.

Пример: Определить тепловую нагрузку переохладителя аммиачной компрес-

сионной холодильной установки для следующих условий: расчетная холодопроиз-

водительность Qо = 116,3 кВт; температура испарения t

= –10 °С, температура

конденсации t

= 40 °С; хладагент охлаждается относительно температуры конден-

сации на ∆t

= 30 °С.

Решение. По Т, s – диаграмме для аммиака определяем его температуру и эн-

тальпию после переохладителя:

t t 40-30 10 ; h 467 / .

пк п п

t СкДжкг  

Удельная нагрузка охладителя:

h 612 467 145 / .

п k п

qh кДж кг   

Удельная холодопроизводительность установки:

h h 1670 467 1203 / .

q кДж кг  

Массовый расход хладагента:

116,3 /1203 0,09 6/ г/.ксGQq

Тепловая нагрузка охладителя:

q G 145 0,096 14 / .

пп

Q кДж с 

138

Рис. 6. Схема парожидкостной компрессионной холодильной установки и

процесс в Т,S – диаграмме

6.3 Двухступенчатые парокомпрессионные установки

В некоторых случаях, например для быстрого замораживания водонос-

ных слоев грунта и ряда технологических процессов, требуются более низ-

кие температуры (от –40 до –60 °С). В этом случае получается отноше-

ние Р

/ Р

>6–8. С увеличением степени сжатия Р

/ Р

в одной ступени

уменьшаются коэффициент подачи λ и индикаторный к. п. д. η

поршневых

компрессоров. При многоступенчатом сжатии степень сжатия в каждом ци-

линдре уменьшается и коэффициенты λ и η

увеличиваются.

Рабочий процесс холодильной машины с двухступенчатым сжатием по-

казан на T-s-диаграмме на рис. 7:

Рис. 7 Схема двухступенчатой паровой поршневой компрессионной холодиль-

ной установки и ее цикл на r-s-диаграмме.

I – конденсатор; II – дроссельный вентиль; III – промежуточный сосуд; IV –

второй дроссельный вентиль; V – испаритель; VI –охладитель.

139

Пары хладоагента сжимаются в цилиндре высокого давления ц. в. д.

(линия 6-7) до давления р

и нагнетаются в конденсатор I, в котором проис-

ходит охлаждение их до температуры Т

(линия 7-7") и конденсация (линия

7"-8). После этого давление жидкости редуцируется регулирующим вен-

тилем II до давления р

" (линия 8-5). В промежуточном сосуде III жид-

кость отделяется от пара, который с параметрами точки 6 отсасывается в

ц.в.д., а жидкость с параметрами точки 3 поступает во второй регулирую-

щий вентиль IV. При проходе через второй регулирующий вентиль IV дав-

ление жидкого хладоагента редуцируется до р'

(линия 3-4), затем он испа-

ряется в испарителе V (линия 4-1), засасывается в цилиндр низкого дав-

ления ц.н.д., где сжимается до давления р"

(линия 1-2), и поступает в по-

верхностный охладитель VI для охлаждения до температуры T"

(линия

2-6). Затем пар направляется в промежуточный сосуд III, в котором смеши-

вается с отсепарированным паром после регулирующего вентиля II; смесь

этих паров с параметрами точки 6 поступает в цилиндр высокого давле-

ния, и цикл повторяется.

Сравнение процесса одноступенчатой холодильной машины (1-10-

7"-8-9-1) с двухступенчатым процессом (1-2-6-7-7"-8-5-3-4-1) показывает, что

с увеличением степени сжатия в одном цилиндре увеличивается работа

сжатия, из-за роста температуры сжимаемого агента (линия 1–10). При

многоступенчатом сжатии может быть применено промежуточное охлажде-

ние между ступенями (линия 2-6). В многоступенчатых установках

уменьшаются потери от дросселирования. Применение промежуточного

сосуда позволяет отсепарировать пар и провести повторное дросселиро-

вание по линии 3-4, что повышает также холодопроизводительность ус-

тановки (на пл. 4-с-b-9-4).

Таким образом, применение многоступенчатого сжатия усложняет

схему холодильной установки, но увеличивает ее холодопроизводитель-

ность и уменьшает удельный расход энергии на производство холода.

Однако по сравнению с одноступенчатой установкой, многоступенчатая

имеет более высокую стоимость.

6.4 Каскадные холодильные установки

Один из методов снижения требуемого описанного объема низко-

температурного компрессора – применение агентов с более высокими

давлениями насыщенных паров. К агентам высокого давления относятся

фреон-13, фреон-14, фреон-503, этан и др. Однако при температурах

конденсации, достигаемых при охлаждении водой, давления у этих

агентов чрезмерно высоки, либо вообще при таких температурах их

140

сконденсировать невозможно из-за низких критических температур.

Поэтому применяют каскадные машины, работающие на двух (или не-

скольких) холодильных агентах.

Простейшая каскадная машина (рис. 8) состоит из двух односту-

пенчатых машин, называемых верхней и нижней ветвью каскада (верх-

ним и нижним каскадом)1. Нижняя ветвь каскада отнимает тепло у по-

требителя холода и работает

на агенте высокого давления, а верхняя,

работающая на агенте, применяемом для умеренных температур, охла-

ждает конденсатор нижней ветви.

Рис. 8 Простейшая каскадная машина: а – принципиальная схема; б – циклы

для двух холодильных агентов в диаграммах S – Т, наложенных одна на другую

На рис. 8 и в дальнейшем индексами "в" и "н" обозначены величи-

ны, относящиеся соответственно к верхней и нижней ветвям каскада.

Величины, относящиеся к каскадной машине в целом, обозначены без

дополнительных индексов, например t

Испаритель верхнего каскада и конденсатор нижнего обычно объе-

диняют в один аппарат – конденсатор-испаритель К∂И.

Особенность каскадных машин – возможность значительного по-

вышения давления в системе нижнего каскада, когда машина не работа-

ет, и температура всех ее частей выравнивается с окружающей (при