Циклы холодильных установок

4.1. Принцип работы холодильных установок

Холодильная установка создаёт и поддерживает в теплоизолированном помещении (холодильной камере) температуру Т ₀, которая ниже температуры окружающей среды Т _C. При наличии разности температур через изоляцию в холодильную камеру поступает теплота из окружающей среды в результате естественного теплообмена, поэтому холодильная установка для поддержания температуры Т ₀ должна отводить эту теплоту. Таким образом, холодильная установка должна отбирать теплоту при низкой температуре и передавать её окружающей среде при более высокой температуре.

Для отвода теплоты из охлаждаемого помещения необходимо затрачивать работу либо теплоту. Если в холодильной установке затрачивается механическая (электрическая) энергия для работы компрессора, установка называется компрессорной, а в случае затраты теплоты –– теплоиспользующей.

Рис. 4.1. Обратимый обратный цикл Карно в координатах T,s.

Для минимизации работы, затрачиваемой на перенос теплоты от более холодного тела к более нагретому, все термодинамические процессы в установке должны быть обратимыми. Поэтому если температура охлаждаемого объекта Т ₀ постоянна, то идеальным циклом холодильной установки является обратимый обратный цикл Карно, протекающий между температурами Т ₀ и Т _C (рис 4.1). Если же холод требуется при переменных температурах, то цикл Карно, в котором подвод теплоты должен происходить при постоянной и наиболее низкой температуре, не будет идеальным. В последнем случае цикл Карно требует больше работы, чем цикл, в котором теплота подводится обратимо при переменной температуре.

Из диаграммы Т, s (рис. 4.1) видно, что для обратимого обратного цикла Карно теплота, подводимая к рабочему телу, равна q ₀ = T ₀(s ₁– s ₄), а отводимая от рабочего тела в окружающую среду по абсолютной величине равна | q ₂| = T _С(s ₂– s ₃). В соответствии с первым законом термодинамики абсолютная величина работы, затраченной в этом цикле, равна

,

(4.1)

то есть эквивалентна площади цикла 1–2–3–4–1.

Эффективность работы холодильной установки характеризует холодильный коэффициент ε= q ₀/| l |, который для обратимого обратного цикла Карно равен

.

(4.2)

Для теплообмена между охлаждаемым помещением и рабочим телом температура последнего должна быть ниже, чем T ₀, а при отдаче теплоты окружающей среде температура рабочего тела должна быть больше Т _С. Вследствие конечной разности температур при теплообмене возникает внешняя необратимость холодильного цикла. Кроме того, сжатие и расширение рабочего тела нельзя осуществлять изоэнтропно ввиду потерь на трение при течении рабочего тела в элементах установки. Эти потери приводят к внутренней необратимость цикла. По указанным причинам затрачиваемая работа в действительном холодильном цикле больше, а холодильный коэффициент меньше, чем в обратимом цикле Карно.

Холодильная установка работает в направлении, противоположном естественному процессу теплообмена, но эффект

её работы не является количественно прямо противоположным эффекту теплообмена. При естественном теплообмене от окружающей среды в охлаждаемое помещение необратимо передаётся теплота q ₀, а холодильная установка передаёт окружающей среде бὀльшее количество теплоты: q ₂ = q ₀ + | l |.

 

4.2 Схема и цикл воздушной холодильной установки

 

Принципиальная схема холодильной установки, в которой рабочим телом является воздух (либо другой идеальный газ), представлена на рис. 4.2. Основными элементами установки являются два механизма: компрессор 1 и детандер 3, а также два теплообменных аппарата: холодильник 2 и рефрижератор 4. В современных воздушных холодильных установках используются турбокомпрессоры и турбодетандеры.

Компрессор сжимает изоэнтропно воздух, имеющий параметры р ₁ и Т ₁, до давления р ₂ и температуры Т ₂, превышающей температуру окружающей среды Т ₃. Сжатый воздух в холодильнике отдаёт теплоту охлаждающей среде, и его температура в становится равной Т ₃. Затем воздух расширяется изоэнтропно в детандере до давления р ₁, при этом его температура уменьшается до значения Т ₄ и становится ниже, чем температура Т ₁ в охлаждаемом помещении. После детандера воздух подаётся в рефрижератор, где при давлении р ₁ отбирает теплоту из охлаждаемого помещения, нагреваясь в пределе до температуры Т _1, а затем всасывается компрессором.

Теоретический цикл воздушной холодильной установки 1–2–3–4, состоящий из двух изобар и двух изоэнтроп (цикл Лоренца), изображён в координатах p, v и Т, s на рис. 4.3. Его можно рассматривать как обратный цикл газотурбинной установки с подводом теплоты при постоянном давлении и адиабатным сжатием воздуха в компрессоре (цикл Брайтона).

Приняв изобарную теплоемкость воздуха с _р0 постоянной, получим следующие выражения для величин, характеризующих цикл Лоренца:

– количество теплоты, отбираемое 1 килограммом рабочего тела, подаваемого в охлаждаемое помещение (удельная массовая холодопроизводительность):

;

(4.3)

– работа, затрачиваемая в цикле (по абсолютной величине):

;

(4.4)

– холодильный коэффициент цикла

.

(4.5)

Поскольку изоэнтропы 1–2 и 3–4 расположены между одинаковыми изобарами, справедливо следующее равенство

Рис. 4.3. Цикл воздушной холодильной установки.

.

(4.6)

С учетом (4.6) можно представить выражение (4.5) в виде

.

(4.7)

Следовательно, холодильный коэффициент ε газовой холодильной установки зависит только от отношения давлений (либо температур) рабочего тела при изоэнтропном сжатии в компрессоре: чем меньше это отношение, тем выше ε.

Уравнение (4.7) имеет такой же вид, как и уравнение (4.2) для холодильного коэффициента обратимого обратного цикла Карно. Однако это сходство внешнее, так как в обратном цикле Карно Т _С –– температура окружающей среды, а в цикле воздушной холодильной машины Т ₂ –– температура газа после компрессора, которая выше температуры окружа-ющей среды Т _3. Поэтому при равных температурах охлаждаемого объекта Т ₁ холодильный коэффициент обратного цикла Карно выше такого коэффициента цикла Лоренца. Этот же вывод можно сделать из совместного изображения обоих циклов на диаграмме Т, s: при одинаковых значениях Т ₁ и Т ₃ у цикла Карно 1–2'–3–-4' удельная холодопроизводительность q ₀ больше, а затрачиваемая работа меньше (см. рис. 4.3б).

В обычной газовой холодильной установке нельзя осуществить обратный цикл Карно, так как изобарные процессы теплообмена в холодильнике и рефрижераторе протекают при переменной температуре газа. В принципе возможен обобщенный обратный цикл Карно, если ввести регенеративный теплообмен между потоками газа, выходящими из компрессора и детандера, и поддерживать постоянные значения температуры газа при сжатии и расширении в этих механизмах, но обеспечить в детандере такое условие трудно.

При постоянных температурах окружающей среды Т ₃ и охлаждаемого помещения Т ₁ процессы теплообмена в газовой установке протекают при конечной переменной разности температур. Поэтому цикл Лоренца внешне необратим, хотя процессы сжатия и расширения газа –– изоэнтропные.

Действительный холодильный коэффициент данного цикла меньше теоретического, так как потери в компрессоре и детандере увеличивают затрату работы. К тому же потери в детандере снижают удельную холодопроизводительность, поскольку реальная температура газа в конце расширения выше теоретической. Газовые холодильные установки используются для получения холода при низких и при переменных температурах, в частности, для сжижения и разделения газовых смесей, которые кипят на изобаре при переменной температуре. Эффективность этих установок повышается при использовании регенеративного теплообмена между потоками газа, выходящим из рефрижератора и поступающим в детандер.

 

4.3. Схема и цикл парокомпрессорной холодильной

установки

 

Недостатки газовых холодильных установок устранены в парокомпрессорных, где рабочее тело –– реальный газ. Изобарные процессы теплообмена при испарении (кипении) и конденсации реального газа протекают при постоянных температурах, что приближает теоретический цикл установки к обратному циклу Карно. Благодаря фазовым превращениям рабочего тела теплообменные аппараты могут работать при небольших разностях температур теплообменивающихся сред, и это уменьшает внешнюю необратимость цикла.

Парокомпрессорные холодильные установки компактнее газовых, так как благодаря высокой плотности насыщенного пара хладагента (по сравнению с плотностью газа) количество теплоты, воспринимаемое 1м³ рабочего тела, поступающего в компрессор (удельная объёмная холодопроизводительность), в парокомпрессорных установках больше, чем в газовых. К тому же в парокомпрессорных установках не применяются детандеры, так как работа расширения жидкости в детандере мала и ею можно пренебречь, заменив изоэнтропное расширение жидкости процессом её дросселирования.

Хладагенты, используемые в парокомпрессорных холодильных установках, должны иметь температуру кипения при атмосферном давлении от –20 до –50ºС для того, чтобы в установке при обычных условиях работы не было вакуума, способствующего попаданию воздуха в систему. Критическая температура хладагента должна быть выше температуры окружающей среды, чтобы процесс отвода теплоты в эту среду протекал преимущественно в двухфазной области при Т = const. Критическое давление хладагента должно быть умеренным во избежание высокого давления сжатия пара.

Помимо термодинамических требований хладагентам предъявляют экологические требования. При попадании в атмосферу они не должны разрушать её озоновый слой и создавать парниковый эффект. Удовлетворить этим требованиям сложно, так как многие хладагенты, безопасные для озонового слоя, имеют плохие показатели по парниковому эффекту. Поэтому продолжаются поиски оптимальных рабочих тел для парокомпрессорных холодильных установок, основанные на использовании природных (NH₃, CO₂, C₃H₈) и озонобезопасных (CH₂F_2, CH₂F₄, C₂HF₅) хладагентов и их смесей.

Рис. 4.4. Схема одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки холодильной установки.

На рис. 4.4 приведена принципиальная схема простейшей одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки, состоящей из четырёх основных элементов: компрессора 1, конденсатора 2, дроссельного вентиля 3 и испарителя 4. В конденсаторе благодаря работе компрессора и наличию дроссельного вентиля поддерживается давление р ₂, которому соответствует температура конденсации хладагента, превышающая температуру охлаждающей среды на 5–8ºС. В испарителе давление должно быть таким, чтобы температура кипения хладагента была ниже температуры охлаждаемого объекта на 8–16ºС (в зависимости от системы охлаждения).

Рис.4.5. Цикл одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки.

Процессы в простейшей холодильной установке протекают следующим образом. Компрессор всасывает из испарителя насыщенный пар хладагента при давлении р ₁ и изоэнтропно сжимает его до давления р ₂ (процесс 1–2, рис. 4.5). Из компрессора перегретый пар поступает в конденсатор, где сначала охлаждается до температуры насыщения, соответствующей давлению р ₂ (процесс 2–3), а затем конденсируется (процесс 3–4). При этом теплота отдаётся охлаждающий воде либо воздуху, то есть окружающей среде. Жидкий хладагент в состоянии насыщения подаётся в дроссельный вентиль, где его давление понижается до давления р ₁, поддерживаемого в испарителе (процесс 4–5). При адиабатном дросселировании температура хладагента понижается, а значения его энтальпии в начале и в конце процесса совпадают, поэтому точки 4 и 5 соединены кривой h = const. После дроссельного вентиля влажный пар хладагента поступает в испаритель, где превращается в насыщенный пар (процесс 5–1) за счёт подвода теплоты, отбираемой от охлаждаемого объекта.

Цикл парокомпрессорной холодильной установки 1–2–3–4–5–1 (см. рис. 4.5) рассматривают как условный, так как среди его процессов есть неравновесный процесс дросселирования 4–5. Площадь цикла не соответствует затрачиваемой работе, равной технической работе компрессора | l _к| = h ₂ – h ₁. При умеренных давлениях, характерных для парокомпрессорных установок, изобары жидкости можно считать совпадающими с пограничной кривой жидкости. Тогда работа компрессора изображается на диаграмме T, s площадью 1–2–3–4–7–1, которая больше площади цикла. Теплота, подводимая к килограмму рабочего тела в испарителе (удельная массовая холодопроизводительность) равна q ₀ = h ₁ – h ₅ = h ₁– h ₄. Холодильный коэффициент данного цикла равен:

.

(4.8)

Значение ε цикла парокомпрессионных установок на 15÷20 % меньше значения ε обратного цикла Карно при тех же температурах испарения и конденсации.

Замена в парокомпрессорной установке детандера дроссельным вентилем уменьшает удельную холодопроизводительность, так как необратимый процесс дросселирования 4–5 приводит к росту энтропии. Эта замена также увеличивает работу, затрачиваемую в цикле. Совместное действие двух факторов уменьшает холодильный коэффициент. В то же время из диаграммы T, s видно (см. рис. 4.5), что для условного цикла с дросселированием 1–2–3–4–5–1 и цикла 1–2–3–4–6–1 с изоэнтропным расширением насыщенной жидкости в детандере количество теплоты q ₂, отводимой в конденсаторе в окружающую среду, одинаково. В соответствии со первым законом термодинамики | q ₂|= q ₀+| l |. Поэтому уменьшение удельной холодопроизводительности вследствие дросселирования равно дополнительно затрачиваемой работе (то есть работе детандера, теряемой в цикле с дросселированием).

Несмотря на потери от дросселирования, цикл с дросселированием рентабельнее цикла с детандером, если учесть затраты на изготовление установки, трудности эксплуатации и регулирования. К тому же при дросселировании в двухфазной области энтропия хладагента возрастает незначительно, то есть потеря холодопроизводительности, которой на диаграмме T, s соответствует площадь а-6-5-b, относительно невелика. Поэтому только в установках большой холодопроизводительности заменяют дроссельный вентиль турбодетандером.

Эффективно повышает удельную холодопроизводительность переохлаждение жидкого хладагента перед дросселированием путём регенеративного теплообмена между жидкостью, выходящей из конденсатора, и паром, поступающим в компрессор. Принципиальная схема такой установки представлена на рис. 4.6. По сравнению с простейшей схемой здесь добавлен регенеративный теплообменник 5, остальные элементы те же, что и на рис. 4.4. Регенеративный теплообмен применяется в большинстве холодильных установок, так как он не только повышает холодопроизводительность, но и улучшает условия работы компрессора, предотвращая возможность возникновения так называемого “влажного хода”, приводящего к гидравлическому удару в компрессоре.

Рис. 4.6. Схема парокомпрессорной холодильной установки с регенерацией теплоты.

Цикл рассматриваемой холодильной установки представлен на рис. 4.7. На участках 4–5 изобары р ₂ и 7–1 изобары р ₁ осуществляется регенеративный теплообмен между жидкостью и паром хладагента. Поэтому удельная холодопроизводительность в этом цикле равна h ₇ – h ₆ и изображается площадью а–6–7–с под изобарой р ₁, а её увеличение по сравнению с обычным циклом –– площадью а–6–4′–b. Холодильный коэффициент рассматриваемого цикла равен

.

(4.9)

Рис. 4.7. Цикл парокомпрессорной холодильной установки с регенерацией теплоты.

Значение h ₇ для пара определяют по таблице термодинамических свойств хладагента в состоянии насыщения при давлении р ₁, значение h ₅ для жидкости –– по этой же таблице при температуре t ₅ (так как свойства жидкости мало зависят от давления). Значение h ₁ рассчитывают из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника

.

(4.10)

Рассчитав значение h ₁, находят точку 1 на изобаре р ₁, проводят из неё изоэнтропу до пересечения с изобарой р ₂, определяют точку 2 и значение энтальпии h ₂ . Значение h ₂ можно определить также по таблице термодинамических свойств перегретого пара хладагента из условия s ₂= s ₁ при известном давлении конденсации. В результате получают все данные, необходимые для расчёта холодильного коэффициента.

Повышение температуры пара перед компрессором при регенеративном теплообмене приводит к росту температуры конца сжатия и увеличению работы компрессора. Поэтому применение регенеративного теплообмена может увеличить либо уменьшить теоретическое значение холодильного коэффициента в зависимости от термодинамических свойств хладагента и интервала температур, в котором работает холодильная установка. В то же время регенеративный теплообмен однозначно улучшает эксплутационные показатели холодильных установок и повышает действительное значение ε.

 

4.4. Теплоиспользующие холодильные установки

 

В теплоиспользующих холодильных установках для получения холода используется непосредственно теплота низкого потенциала. Это возможно потому, что тепловая энергия источника, температура которого выше температуры окружающей среды, обладает работоспособностью (по отношению к окружающей среде). Как правило, источниками теплоты для этих установок являются так называемые вторичные энергоресурсы. В судовых условиях используется теплота, отводимая от уходящих газов двигателей внутреннего сгорания и котельных установок либо от воды, охлаждающей теплообменные аппараты энергетической установки.

К теплоиспользующим холодильным установкам относятся пароэжекторные и абсорбционные. В пароэжекторной установке процесс отсасывания пара из испарителя и его сжатия протекает в струйном насосе (эжекторе);её принципиальная схема представлена на рис.4.8. Основные элементы установки: парогенератор 1, насос 2, дроссельный вентиль 3, испаритель 4, эжектор 5 и конденсатор 6. Рабочий пар (давления 0,5–0,8 МПа) из парогенератора 1 поступает в сопло Лаваля эжектора 5. Там потенциальная энергия давления пара преобразуется в кинетическую энергию потока, скорость которого достигает 1000–1200 м/с. При этом давление пара, выходящего из сопла в смесительную камеру эжектора, понижается до значения, которое меньше давления в испарителе. Благодаря этому холодный пар, образующийся в испарителе 4, поступает в смесительную камеру и смешивается с рабочим паром.

Рис. 4.8. Принципиальная схема пароэжекторной холодильной установки.

Смесь паров поступает в диффузор эжектора, где кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную. При этом скорость потока уменьшается, а давление повышается до значения, соответствующего температуре конденсации (которая выше температуры окружающей среды). Затем смесь конденсируется в конденсаторе 6 и на выходе из него разделяется на два потока. Один поток насосом 2 подаётся в парогенератор 1, а второй через дроссельный вентиль 3 поступает в испаритель 4, где кипит при температуре, которая ниже температуры охлаждаемого объекта, и отбирает теплоту от него.

Итак, в пароэжекторной холодильной установке отсасывание пара из испарителя и его сжатие до давления конденсации осуществляется не компрессором, а паровым эжектором. Если для привода компрессора используется механическая (электрическая) энергия, то для работы эжектора –– кинетическая энергия пара, образующегося в парогенераторе за счёт подвода теплоты. Следовательно, в пароэжекторной установке исключён ряд ступеней преобразования энергии, имеющих место в парокомпрессорной: тепловая – механическая – электрическая – механическая – тепловая. Как известно, всякий процесс преобразования энергии сопровождается потерями, отрицательно влияющими на конечный эффект.

В данной установке, по существу, совмещены прямой и обратный циклы. В прямом тепловая энергия, отданная отработавшими газами либо охлаждающей водой рабочему пару, преобразуется в кинетическую энергию потока пара. В обратном цикле эта энергия используется для отсасывания пара из испарителя и повышения давления смеси паров, подаваемой в конденсатор. Таким образом, тепловая энергия низкого потенциала непосредственно используется для переноса теплоты от охлаждаемого объекта в окружающую среду.

Процессы теплопередачи в установке происходят на трёх температурных уровнях: низком –– при подводе теплоты к хладагенту в испарителе, среднем –– при отводе теплоты в окружающую среду в конденсаторе и высоком –– при подводе теплоты к рабочему пару в парогенераторе.

Рабочим телом пароэжекторных холодильных установок чаще всего является водяной пар, удельный объём которого при температурах, близких к 0ºС, весьма велик. Всасывание больших объёмов пара поршневыми либо центробежными компрессорами проблематично, поэтому в таких установках применяется компактный аппарат –– эжектор. С термодинамической точки зрения цикл пароэжекторной холодильной установки менее совершенен, чем цикл парокомпрессорной установки, в связи с необратимостью процесса смешения потоков пара в эжекторе. Однако благодаря простоте, компактности и возможности использования вторичных энергоресурсов пароэжекторные установки находят применение в системах кондиционирования воздуха. В качестве хладагента в таких установках могут также применяться фреоны, что позволит уменьшить размеры установок и эффективнее использовать теплоту низкого потенциала (порядка 70ºС).

Термодинамическую эффективность цикла пароэжекторной установки характеризует коэффициент теплоиспользования (тепловой коэффициент). Если пренебречь работой насоса, которая в данном цикле незначительна, то тепловой коэффициент определяется по формуле:

(4.11)

где Q ₀ –– теплота, отводимая от охлаждаемого объекта,

Q ₁ –– теплота, подводимая к пару в парогенераторе.

Выражение (4.1) можно преобразовать к виду:

,

(4.12)

где К –– коэффициент эжекции (отношение количеств холод- ного и рабочего пара),

q ₀ –– удельная холодопроизводительность,

q ₁ –– удельная затрата теплоты.

В действительном цикле значение К меньше теоретического в основном вследствие необратимости процессов в эжекторе.

В абсорбционных холодильных установках используется способность жидкого раствора абсорбировать (поглощать всем объёмом) пар низкокипящего растворяемого вещества, даже если температура ненасыщенного жидкого раствора выше температуры пара. В качестве рабочих веществ в этих установках применяют бинарные растворы, удовлетворяющие требованиям неограниченной растворимости компонентов друг в друге и возможно бὀльшей разности температур кипения компонентов при одинаковом давлении. Компонент, кипящий при более низкой температуре, выполняет функции хладагента, а кипящий при более высокой температуре –– функции абсорбента. Пар, образующийся при кипении раствора, содержит в основном низкокипящий компонент –– хладагент, а жидкость, образующаяся при конденсации раствора, содержит в основном высококипящий компонент.

Рис. 4.9. Принципиальная схема абсорбционной холодильной установки.

Схема абсорбционной холодильной установки приведена на рис. 4.9. В качестве рабочего тела часто используется водо-аммиачный раствор, а хладагентом является аммиак. Жидкий аммиак поступает из конденсатора 1 в дроссельный вентиль 2 при температуре конденсации Т ₁ и соответствующем давлении р ₁. При дросселировании до давления р ₂, поддерживаемого в испарителе 3, температура аммиака снижается до значения Т ₂, соответствующего этому давлению. В испарителе влажный пар аммиака превращается в насыщенный за счёт притока теплоты Q ₀ от охлаждаемого объекта.

Насыщенный пар аммиака при температуре Т ₂ поступает в абсорбер 4, куда из парогенератора 6 через дроссельный вентиль 7 подаётся обеднённый раствор аммиака в воде, имеющий более высокую температуру Т ₄. Этот раствор с незначительным содержанием легкокипящего компонента абсорбирует пар аммиака. При абсорбции выделяется теплота q _абс, которая отводится охлаждающей водой во избежание повышения температуры раствора и уменьшения растворимости аммиака в нём. Из абсорбера выходит обогащённый раствор при температуре Т ₃ (Т ₂< Т ₃< Т ₄) и давлении р ₂. Насос 5 повышает давление обогащённого раствора до значения р ₁ и подаёт раствор в генератор аммиачного пара 6.

В парогенераторе за счёт теплоты Q _1, подводимой от отработавших газов ДВС, ГТУ или котла, из раствора выделяется почти чистый аммиачный пар, так как аммиак является более низкокипящим веществом по сравнению с водой. Парциальное давление водяного пара в парогазовой среде при температуре Т ₁ мало. Аммиачный пар при давлении р ₁ и температуре Т ₁ поступает в конденсатор 1, где конденсируется. Обеднённый водо-аммиачный раствор, остающийся в парогенераторе 6, дросселируется в вентиле 7 от давления р ₁ до р ₂ и поступает в абсорбер 4, где обогащается парами аммиака, поступающими из испарителя. При дросселировании в вентиле 7 температура обеднённого раствора мало изменяется (так как он по свойствам близок к воде), то есть Т ₄ ≈ Т _1.

В абсорбционных установках, как и в пароэжекторных, процессы теплопередачи происходят на трёх температурных уровнях: наиболее низкая температура Т ₂ поддерживается в испарителе, наиболее высокая Т ₁ –– в парогенераторе, а промежуточная Т ₃ –– в абсорбере. Абсорбционный узел установки, состоящий из абсорбера 4, насоса 5, парогенератора 6 и дроссельного вентиля 7, служит фактически для сжатия аммиачного пара от давления испарения р ₂ до давления конденсации р ₁. Этот узел заменяет компрессор, и в абсорбционной установке имеется только незначительная затрата работы на сжатие жидкости насосом. Выигрыш в работе компенсируется затратой теплоты низкого потенциала в парогенераторе.

В абсорбционной установке, в отличие от пароэжекторной, насос сжимает весь поток рабочего тела. Поэтому приближённое значение теплового коэффициента можно определять по формуле (4.11), а более точное –– по выражению

,

(4.13)

где ǀ L ǀ –– абсолютное значение работы насоса.

Значение ǀ L ǀ можно рассчитать по формуле

ǀ L ǀ= Mv (p 1 – p 2),

(4.14)

где М –– масса раствора, подаваемого в парогенератор,

v –– удельный объём раствора после абсорбера,

p ₁и p ₂–– давление пара в парогенераторе и конденсаторе.

Помимо водо-аммиачных абсорбционных холодильных установок получили распространение бромисто-литиевые установки, где низкокипящим компонентом (хладагентом) является водяной пар, а абсорбентом –– бромистый литий. Термодинамические свойства воды ограничивают получение холода в этих установках областью температур выше 0⁰С.

 

4.5. Тепловые насосы и теплофикационные

холодильные установки

 

Одной из разновидностей холодильных установок являются тепловые насосы – – холодильные установки, используемые для подвода теплоты к обогреваемому объекту (помещению). Такие установки как бы «перекачивают» теплоту из холодного источника в горячий. По существу, всякая холодильная установка является тепловым насосом, но так называют те установки, которые предназначены для нагрева теплоприёмника (помещения). Тепловые насосы отбирают от окружающей среды теплоту q ₀, за счёт затраты работы в цикле повышают её температурный потенциал и отдают теплоприёмнику, добавляя теплоту, равную затрачиваемой работе.

Эффективность теплового насоса оценивается отопительным коэффициентом μ, представляющим собой отношение количества теплоты q ₂, отданной нагреваемому объекту, к работе | l |, затраченной в цикле

.

(4.15)

Из соотношения (4.15) следует, что эффективность теплового насоса значительно выше эффективности обычных электронагревательных приборов, у которых μ = 1. Так, если в тепловом насосе осуществляется обратный обратимый цикл Карно при температуре окружающей среды 0ºС и температуре нагреваемого помещения 25ºС, то отопительный коэффициент равен 11,9. Значения отопительного коэффициента реальных тепловых насосов вследствие осуществления менее совершенных циклов, характеризуемых внешней и внутренней необратимостью, составляют от 3 до 5, уменьшаясь по мере понижения температуры окружающей среды.

Идея теплового насоса была высказана английским физиком Кельвиным еще в 1852 г., а начало их применения относится к 30-тым годам прошлого столетия. Широкому внедрению столь эффективного метода отопления помещений препятствуют две причины. Первая –– необходимость капиталовложений на изготовление тепловых насосов. Вторая причина –– то обстоятельство, что при получении электроэнергии, обеспечивающей работу теплового насоса, эффективный к.п.д. составляет примерно 35%. При таком значении к.п.д. фактическая экономия исходного топлива (угля, газа) от использования тепловых насосов, потребляющих электроэнергию, оказывается втрое меньше значения, определяемого на основании отопительного коэффициента.

Весьма эффективным с практической и термодинамической точек зрения является комбинированный цикл трансформатора теплоты –– теплофикационный холодильный цикл. В этом цикле одновременно получают и используют холод на низкотемпературном уровне и теплоту на высокотемпературном. Теплота q ₀, отбираемая от охлаждаемого объекта, отдаётся не окружающей среде, а потребителю (например, обогреваемому помещению) при температуре, превышающей тем-пературу окружающей среды. При этом обеспечиваются отопление помещений, технологические нужды и другие аналогичные потребности в теплоте. Отданная потребителю при конденсации хладагента теплота q₂ равна сумме q₀+ | l |.

Поскольку в комбинированном цикле одновременно получают холод и теплоту, его термодинамическую эффективность характеризуют два коэффициента –– холодильный и отопительный. Холодильный коэффициент такого цикла меньше, чем цикла с конденсацией хладагента при температуре, близкой к температуре окружающей среды (в связи с бὀльшей затратой работы). Однако это вполне компенсируется тем, что теплота конденсации хладагента не отдаётся окружающей среде, а полезно используется потребителем.