Схемы и циклы каскадных фреоновых холодильных машин

Схема и цикл двухступенчатой аммиачной холодильной машины с двумя испарителями и насосно-циркуляционной системой охлаждения

Схема и цикл двухступенчатой аммиачной холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом

Таким образом, с понижением температуры кипения

- уменьшается холодопроизводительность машины;

- снижается ее энергетическая эффективность, так как уменьшается значение холодильного коэффициента e=q₀/ l;

ухудшаются рабочие характеристики компрессора, так как с увеличением отношения давлений р_к/р₀ и их разности р_к – р₀ растет нагрузка на механизм движения и повышается температура конца сжатия.

К аналогичным отрицательным последствиям приводит повышение температуры конденсации и соответствующего давления конденсации. Кроме того, увеличивается нагрев компрессора и потребление электроэнергии. Однако, если понижение температуры кипения на 1 °С уменьшает холодопроизводительность машины на 4—5 %, то повышение температуры конденсации на 1 °С снижает ее всего на 1—2 % (в зависимости от типа холодильной машины и условий ее работы).

Отрицательных последствий влияния большого значения отношения р_к/р₀ на характеристики холодильной машины можно избежать заменой одноступенчатого рабочего цикла многоступенчатым.

Считается, что переходить к многоступенчатому сжатию следует, если р_к/р₀³8.

На холодильниках промышленности и торговли наиболее распространены двухступенчатые аммиачные холодильные машины, создающие необходимые условия для холодильной обработки и хранения замороженных пищевых продуктов.

Двухступенчатая аммиачная машина со змеевиковым промежуточным сосудом (рис. 2) работает следующим образом.

Перегретый пар аммиака всасывается компрессором первой ступени КM₁, сжимается в нем до промежуточного давления р_пр (процесс 1 — 2)- и нагнетается в промежуточный сосуд ПС под уровень жидкого хладагента. Барботируя через слой жидкости, пар охлаждается до насыщенного состояния (2 — 2"), затем снова перегревается (2"—3) и всасывается компрессором второй ступени КМ₂.

В компрессоре КМ₂ пар сжимается от промежуточного давления р_пр до давления конденсации р_к (3 — 4) и нагнетается в конденсатор KД. Здесь пар охлаждается (4 — 4") и конденсируется (4" — 4'). Сконденсированная насыщенная жидкость здесь же в конденсаторе может переохлаждаться (4' —5) в зависимости от его конструкции на 3—4 °С.

Переохлажденная жидкость поступает в змеевик промежуточного сосуда, где дополнительно переохлаждается (5—6). Змеевик находится под уровнем кипящего хладагента (состояние 7') при температуре t_пр.

Таким образом, теоретическим пределом переохлаждения жидкого хладагента (при давлении конденсации р_к) в змеевике является промежуточная температура t_пр. Практически же температура t₆ будет на 3...5 °С выше Разность температур 3...5 °С называют недорекуперацией. После переохлаждения основной массовый поток хладагента G₁ (в кг/с) дросселируется в регулирующем вентиле ПВ₁ (6 — 8) и поступает в испаритель И. Небольшая же часть этого потока дросселируется в регулирующем вентиле ПВ₂ (6—7) и поступает в промежуточный сосуд. Образующийся в процессе дросселирования пар вместе с основным массовым потоком G₁ всасывается компрессором второй ступени КМ₂. К ним добавляется еще массовый поток G", образующийся в промежуточном сосуде при кипении хладагента за счет отвода теплоты от змеевика и охлаждения пара в процессе 2 —2" при его барботировании через слой жидкого хладагента.

Рис. 2. Принципиальная схема (а) и цикл на i, lg р-диаграмме (б) двухступенчатой аммиачной холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом

Таким образом,

т. е массовый поток G₂, всасываемый компрессором KМ₂, больше массового потока G₁, проходящего через испаритель и компрессор КМ₁ на сумму G' + G", которая составляет 10—20 % от G₁.

Объемный поток пара, всасываемого компрессором КM₁:

Он в несколько раз больше объ­емного потока пара, всасываемого компрессором КМ₂:

Это объясняется тем, что удель­ный объем v ₁значительно больше удельного объема n₃.

На рис. 2, б условно показаны процесс дросселирования при отсутствии промежуточного сосуда (5— 8а) и процесс одноступенчатого сжатия (1— 4а).

Из диаграммы видно, что при двухступенчатом сжатии температура t₄ заметно ниже температуры t_4a. Этот фактор, а также то, что отношения давлений р_к/р_пр = р_пр/р₀ существенно меньше отношения давлений р_к/р₀, обеспечивают лучшие характеристики работы компрессоров при двухступенчатом сжатии, чем при одноступенчатом.

Дополнительное переохлаждение жидкого хладагента в змеевике промежуточного сосуда позволяет увеличить удельную массовую холодопроизводительность машины на величину Dq₀ (кДж/кг):

В связи с тем, что на i, lgp-диаграмме значение i отнесено к единице массы хладагента (1 кг), а в двухступенчатой холодильной машине массовый поток G₂ больше массового потока g_i, это должно быть учтено при расчете характеристик цикла с помощью диаграммы. Условно принимают: если g_i=1 кг, то при расчете процессов, происходящих с массовым потоком G₂, разность энтальпий умножают на отношение G₂/G₁.

Так, удельная работа сжатия компрессора КМ₁ l _км1=i₂ – i₁,

а компрессора КМ₂ l _км2=(G₂/G₁) (i₄—i₃).

Удельная массовая холодопроизводительность машины

а удельная тепловая нагрузка конденсатора

Если известен теплоприток к испарителю Q_и (кВт), значение g₁ (кг/с) находят из отношения:

Значение G₂ получают, составляя уравнения теплового и массового балансов промежуточного сосуда.

Для рассматриваемого случая

Промежуточное давление р_пр выбирают таким, чтобы холодильный коэффициент двухступенчатого цикла был максимальным.

В двухступенчатой аммиачной холодильной машине с промежуточным сосудом хладагент поступает в испаритель в виде парожидкостной смеси (состояние 8). Несмотря на то, что степень сухости пара х₈ может быть небольшой (0,1...0,3), удельный объем пара , значительно больше удельного объема жидкости (при t₀=- 30°С отношение = 653), т. е. значительная часть теплопередающей поверхности испарителя контактирует (омывается) не с жидкостью, а с паром. Вследствие этого теплопередающая способность испарителя существенно ухудшается.

Этого можно избежать подачей жидкого хладагента в испаритель насосом в большем количестве, чем необходимо для отвода тепловой нагрузки Q_и.

Принципиальная схема насосно-циркуляционной двухступенчатой аммиачной холодильной машины с двумя испарителями (двумя температурами кипения), так называемой компаундной, и ее теоретический цикл на i, lgp-диаграмме показаны на рис. 3.

Рис. 3. Принципиальная схема (а) и цикл на i, lg р-диаграммс (6) двухступенчатой аммиачной холодильной машины с двумя испарителями и насосной подачей хладагента

Температура кипения в испарителях И₁ и И₂ — соответственно t₀₁ и t₀₂ (например, —30 и — 10 °С). Хладагент подается в испарители насосами Н₁ и Н₂. Жидкий хладагент к насосам поступает под напором столба жидкости из циркуляционных ресиверов ЦР₁ и ЦР₂, которые выполняют роль не только сборников (ресиверов), но и отделителей жидкости и предохраняют компрессоры KM₁ и КМ₂ от попадания в них жидкого хладагента.

С помощью компрессоров в ресиверах поддерживаются необходимые давления кипения p₀₁ и p₀₂, соответствующие заданным температурам кипения t₀₁ и t₀₂.

Пар из испарителя И₁ вместе с избытком жидкости поступает в циркуляционный ресивер ЦР₁, откуда всасывается компрессором КМ₁, сжимается в нем до давления кипения р₀₂ (процесс 1— 2) и нагнетается в циркуляционный ресивер ЦР₂. Сюда же поступает пар из испарителя И₂. Общий поток пара из ЦР₂ всасывается компрессором КМ₂, сжимается до давления конденсации р_к (3 — 4) и нагнетается в конденсатор КД.

Жидкий хладагент из конденсатора проходит через регулирующий вентиль РВ₂ дросселируется в нем (4' —5) от давления конденсации р_к до давления кипения р₀₂ и поступает в циркуляционный ресивер Ц Р₂. Образовавшийся при дросселировании пар (состояние 2") всасывается компрессором KM₂ вместе с паром, нагнетаемым компрессором КМ₁, и паром, образующимся в испарителе И₂.

Часть жидкого хладагента из циркуляционного ресивера ЦР₂насосом Н₂ подается в испаритель И₂, а часть — дросселируется в регулирующем вентиле PB₁ до давления кипения p₀₁ и направляется в циркуляционный ресивер ЦР₁. Отсюда образовавшийся при дросселировании пар вместе с паром из испарителя И₁ всасывается компрессором КМ₁.

Как уже указывалось, насосы подают в испарители в несколько раз больше жидкого хладагента, чем нужно для отвода тепловой нагрузки.

Отношение массового потока хладагента, подаваемого насосом в испаритель, к массовому потоку образующегося в испарителе пара G_и/G_n — n называют кратностью циркуляции хладагента. Значение п зависит от особенностей конкретной холодильной установки.

Если известны тепловые нагрузки на испарители Q_и1 и Q _и2, то массовые потоки пара G_n1 и G_n2 можно найти из отношений:

В компрессор KM₁, кроме массового потока napa G_n1 будет поступать также пар, образующийся при дросселировании в регулирующем вентиле PB₁. Общий массовый поток пара G_KM1 (кг/с), всасываемого компрессором КМ₁:

или

Массовый поток пара G_км2 (кг/с), всасываемого компрессором

В ряде случаев, обычно для экспериментальных или других специальных целей, необходимы низкие температуры — порядка —80…—100 °С. Использование в этих случаях многоступенчатых холодильных машин, работающих на одном хладагенте, нецелесообразно.

Так, при работе на хладагенте среднего давления RI2 или R22 давление кипения будет существенно ниже атмосферного, а удельный объем пара, всасываемого компрессором, очень большим. Поэтому компрессор нижней ступени будет иметь увеличенные габаритные размеры и металлоемкость.

Применение одного хладагента высокого давления невозможно из-за низкой критической температуры, а аммиак вообще нельзя использовать, так как его температура замерзания —78 °С.

Для получения низких температур эффективны так называемые каскадные фреоновые холодильные машины. Они представляют собой систему отдельных одноступенчатых или двухступенчатых машин, работающих на разных хладагентах.

На рис. 4 показана принципиальная схема и циклы наиболее простой каскадной двухступенчатой фреоновой холодильной машины. Она состоит из двух одноступенчатых холодильных машин, одна из которых — нижняя сту­пень каскада — работает на хладагенте R13, а другая — верхняя ступень — на хладагенте R22.

Циклы этой машины условно изображены на одной диаграмме (рис. 4, б) в целях лучшего понимания принципа ее действия.

Обе ступени каскадной машины объединяет один общий аппарат конденсатор-испаритель КД-И. Он служит конденсатором для хладагента R13 и испарителем для хладагента R22. В нем теплота конденсации RI3 передается кипящему R22.

Использование в нижней ступени R13 позволяет иметь в испарителе низкую температуру кипения (до —80 °С) при давлении кипения р₀ выше атмосферного. Напомним, что нормальная температура кипения R13 t_нк=-81,6 °С, а температура замерзания t₃= = -180 °С.

Сравнительно малый объем всасываемого пара n₁ обусловливает небольшие габаритные размеры и металлоемкость компрессора нижней ступени.

Значительно меньше у R13 по сравнению с R22 и отношение давлений p_к/p₀. Если принять температуру кипения t₀=- 80 °С, а конденсации в КД-И t_к=-40 °С, то отношение p_к/p₀ будет для R22 равно 10,2, для R13 — 5,5. т. е. примерно в 2 раза меньше, что весьма существенно отражается на рабочих характеристиках компрессора.

Если известна тепловая нагрузка на испаритель Q_и, то массовый поток хладагента R13 G_RI3 (кг/с) можно найти из отношения:

Из теплового баланса конденсатора-испарителя КД-И

(если пренебречь теплообменом с окружающей средой) следует, что массовый поток хладагента R22 (кг/с)

В остальном расчет не отличается от приведенного в теме 4.

Дата добавления: 2013-12-11