термодинамические - большая объемная холодопроизводительность; низкая температура кипения при атмосферном давлении; невысокое давление конденсации; хорошая теплопроводность; малые плотность и вязкость хладагента, обеспечивающие сокращение гидравлических потерь на трение и местные сопротивления при его транспортировке; максимальная приближенность к заменяемым хладагентам (для альтернативных озонобезопасных хладагентов) по давлениям, температурам, удельной объемной холодопроизводительности и холодильному коэффициенту;
Предельные значения температур существования жидкой фазы. Верхним пределом существования жидкой фазы служит критическая температураtкр. Если температура вещества выше критической, то уже никаким давлением не удается сжать пары, чтобы они начали конденсироваться. Значению tкр соответствует критическое давление ркр,. Нижним пределом работы паровой холодильной машины теоретически является температура замерзания. Для каждого вещества составлены диаграммы фазовых состояний (рис. 9). Любой точке на диаграмме соответствуют определенные давление р и температура t. Если твердое тело при давлении p1 нагревать, то температура его повышается, и в точке 1′ начнется плавление. Пока подводится теплота, равная скрытой теплоте плавления, температура t1 не изменяется. При дальнейшем подводе теплоты линия, характеризующая процесс, пересекает кривую плавления А, и тело переходит в жидкую фазу. Подводя теплоту далее, повысим температуру жидкости до t1’’ (точка 1″), при этом начнется процесс кипения — превращение жидкости в насыщенный пар. Кривая кипения Б показывает зависимость давления насыщенного пара от температуры кипения жидкости, Когда вся жидкость превратится в насыщенный пар, подвод теплоты приведет к повышению температуры пара. При t > t1”- (при давлении р1) пар становится перегретым начнется конденсация пара, а при t1 будет наблюдаться затвердевание.
Кривая плавления А идет почти вертикально, т. е. при изменении давления температура замерзания?зам почти не изменяется. Температура же кипения с понижением давления падает (кривая Б). При давлении р2разность между температурами кипения t2” и замерзания t2 меньше, чем при давлении р1 и в тройной точке ТР температуры кипения и замерзания совпадают. В этой точке (при давлении ртр и температуре tтр) вещество находится сразу в трех фазах: твердой, жидкой и газообразной. При давлении ниже ртр (например, р3) вещество из твердого переходит сразу в газообразное (точка 3). Этот процесс называют сублимацией. Кривая В показывает, что с понижением давления температура сублимации понижается. Из этого же графика видно, что при температуре выше критической возможно существование только газообразной фазы.
Диапазоны рабочих давлений в области заданных температур кипения и конденсации. Температура кипения t0 должна быть на 5—10 °С ниже температуры охлаждаемого объекта. Температура конденсации tK на 5—10 °С выше температуры окружающей среды. Для среднетемпературного режима принимают tQ = —15 °С, tн = = +30 °С. Желательно подобрать хладагент так, чтобы давления, соответствующие этим температурам (см. табл. 4 и приложение 1), имели значения: р0 = (1/2) 105 Па и рк не более (10/12) 105 Па (хладагенты средних давлений). При более низких давлениях в испарителе (хладагенты низкого давления) требуется большая теоретическая производительность компрессоров. Поршневые компрессоры при этом получаются слишком громоздкими, а турбокомпрессоры эффективны только при большой производительности. Кроме того, работа (при р0 <0,1 МПа) требует дополнительных устройств из-за возможного подсоса воздуха в систему. Более высокие давления в испарителе (хладагенты высоких давлений) для этого режима также не выгодны, так как давление в конденсаторе становится слишком большим, что связано с необходимостью применения громоздких толстостенных аппаратов, более прочного компрессора и большей
затраты мощности.
Кроме абсолютных значений рк и р0 важно и отношение этих давлений (степень сжатия). У хладагентов с большим отношением рк/р0 потери производительности и мощности в компрессоре выше; возрастает температура в конце сжатия, что затрудняет смазку компрессора.
Рабочий диапазон температур. Нормальная температура кипения. Оптимальным значениям давлений р0 — (1 ч-2) 105 Па и рк = = (8—12) 105Па соответствует диапазон температур, в котором машина работает наиболее эффективно. Нижним пределом этого эффективного диапазона может служить нормальная температура кипения (при давлении 760 мм рт. ст.) t0н.
Однако при необходимости расширить диапазон температур кипения можно работать и при давлениях ниже атмосферного — до 0,2•10б Па (при более низких давлениях потери в клапанах становятся большими). Давление конденсации можно повысить до 20•105 Па (при использовании современных компрессоров).
В зависимости от оптимальной области температур кипения хладагенты разделяют условно на три группы:
низкого давления или высокотемпературные (t0н выше —10 °С);
среднего давления (t0н от —10 до —60 °С);
высокого давления — низкотемпературные (t0н ниже —60 °С).
Хладагенты низкого давления применяют в тепловых насосах и установках кондиционирования воздуха (t0 выше —10 °С);
хладагенты среднего давления — в среднетемпературных установках (t0 от —10 до —30 °С). Хладагенты высокого давления — в низкотемпературных установках: одноступенчатых (t0 от —30 до —55 °С), двухступенчатых (t0 до —70 °С) и каскадных (t0 до —110 °С).
Удельная и объемная холодопроизводительность. Удельной холодопроизводительностъю хладагента q0 называют отношение количества отведенной от объекта теплоты Q к массе хладагента m, выходящего из испарителя: q0 — Q/m.
Зная q0, можно определить массовый расход хладагента М, необходимый для того, чтобы обеспечить холодопроизводительность машины Q0:
М = Q0/q0.
Если Q0 выразить в кВт, a q0 — в кДж/кг, то М выразится в кг/с. Для определения требуемого объемного расхода хладагента V» что необходимо для подбора компрессора, надо знать объемную холодопроизводительность. Объемной холодопроизводительностью q0называют отношение удельной холодопроизводительности кудельному объему пара, выходящего из испарителя v.
qv= q0/v
Величина qv показывает, какое количество теплоты отведено от охлаждаемого объекта машиной, в которой проциркулировал 1 м3хладагента. Необходимый объемный расход хладагента V = = Q0/qv. ЕслиQ0 измеряется в кВт, a qv — в кДж/м3, то V имеет размерность м3/с. Чем больше q0, тем меньше требуемая объемная производительность компрессора для получения той же холодопроизводительности.
Наиболее высокие значения qv имеют хладагенты высоких давлений, так как они имеют меньший удельный объем. Однако, выбирая эти хладагенты, необходимо проверить, чтобы давление в конденсаторе не превышало допустимых пределов.
Эффективность теоретического холодильного цикла.
Холодильный коэффициент теоретического цикла
ЕT = q0/ lT
где lт — удельная работа сжатия хладагента в теоретическом цикле (при отсутствии потерь).
Значение ет для одного и того же цикла при использовании различных хладагентов разное: чем меньше требуется затратить работы для получения холода (выше ет), тем удачнее выбран хладагент (см. § 2 гл. 4).
Теплофизические свойства. Совокупность теплофизических свойств оказывает влияние на ряд показателей, влияющих как на конструкцию машины, так и на ее эксплуатацию. К таким показателям можно отнести:
Падение давления при движении по трубопроводам. У хладагентов с малой относительной молекулярной массой, небольшой плотностью жидкости и пара, малой вязкостью падение давления при движении по трубопроводам сравнительно ниже, что позволяет допускать большие значения скорости движения хладагента путем уменьшения диаметра трубопроводов.
Коэффициенты теплоотдачи. При низких коэффициентах теплоотдачи приходится увеличивать поверхность теплопередачи, что делает теплообменные аппараты дорогими и громоздкими. С увеличением теплопроводности, плотности, теплоемкости и с уменьшением вязкости хладагентов коэффициент теплоотдачи а, Вт/(м2-К), увеличивается (при одинаковой скорости).
Взаимодействие с маслами. Компрессоры без смазки сложны и дороги. Поэтому взаимодействие хладагента с маслом практически неизбежно. Если хладагент плохо растворяет масло (как, например, аммиак), то неизбежный унос частиц масла из компрессора в конденсатор и далее в испаритель приводит к загрязнению поверхности теплообменных аппаратов и ухудшению теплопередачи. Необходима частая дозаправка масла в компрессор и выпуск его из испарителя. Предпочтительнее хладагенты, хорошо растворяющие масла. Снижение коэффициента теплопередачи испарителя у них не так заметно. Можно обеспечить возврат масла из испарителя в компрессор, что упрощает эксплуатацию.
Растворение воды. Желательно, чтобы холодильный агент частично растворял воду.
19) Циклы холодильных установок и теплонасосы
Схема холодильной машины и реальный цикл в T-S диаграмме.
Сухой насыщенный пар хладагента сжимается в компрессоре. Процесс сжатия соответствует линии 1-2 на диаграмме. В силу необратимости потерь, процесс отличается от идеального процесса показанного штриховой линией и сопровождается ростом энтропии. В конце процесса сжатия получается перегретый пар (точка 2 в T-S диаграмме). Перегретый пар поступает в конденсатор, в котором охлаждается до температуры насыщения, соответствующей давлению pК (точка 2’ в T-S диаграмме), и конденсируется. Процесс конденсации показан линией 2’-3. Процесс конденсации происходит при ТК, несколько превыщающей температуру окружающей среды ТОС на велечину?ТК. Количество теплоты, отводимой в конденсаторе от хладагента равно QК.
Процесс дросселирования изображён в T-S диаграмме линией 3-4. В результате после дроссельного вентиля имеется влажный пар с параметрами T0 и p0 (точка 4 в T-S диаграмме). Далее поток хладагента раздваивается. Отделяемая в сепараторе жидкость поступает на вход в испаритель, а пар хладагнета – на вход в компрессора. В испарителе хладагент испаряясь отнимает количество теплоты Q0 от потребителя холода, а парообразный хладагент поступает на вход компрессора. Процесс испарения происходит, как и процесс конденсации, при конечном значении разности температур?ТИ испарителя (ТИ) и хладагента (Т0). Парокомпрессионный цикл может быть применён и для целей нагрева воздуха в помещении. Для этого может быть использована теплота окружающей среды (теплота наружного воздуха, теплота воды в естественных водоёмах или теплота воды из артезианских скважин и т.д.). Температура располагаемых природных энергоресурсов может быть низкой и поэтому недостаточной для полезного использования в целях отопления. Температурный уровень можно искусственно повысить, применив термотрансформатор – тепловой насос, затратив при этом какую-либо энергию, например механическую или электрическую.
Принципиальная схема теплового насоса и схема иделаьного (1-2-3-4) и реального циклов в T-S диаграмме.
В идеальном цикле пары теплоносителя с параметрами в точке 1 поступают в компрессор, где сжимаются до давления pВ и нагреваются до соответствующей ему температуры ТВ. С этими параметрами пары теплоносителя поступают в конденсатор, в котором конденсируются, передавая теплоту потребителю (в системах кондиционирования – воздуху в помещении). После конденсатора теплоноситель поступает в детандер, в котором давление и температура снижаются до p0 и T0. В испарителе (процесс 4-1 в T-S диаграмме) к теплоносителю подводится теплота от источника низкого потенциала, в качестве которого используется теплота наружного воздуха. Теплоноситель испаряется при температуре TОС и цикл замыкается. Количество теплоты, подводимое в цикле к единицы массы теплоносителя в испарителе равно TОС?s. Количество теплоты, отводимое в конденсаторе от теплоносителя к воздуху в помещении, равно ТВ?s. Удельная работа теплоносителя в идеальном цикле парокомпрессионного теплового насоса равно (TВ – TОС)?s. Коэффициент трансформации определяется, как отношение полезного количества теплоты, подводимого к воздуху, к затраченной в цикле работе. Для идеального цикла коэффициент трансформации равен µТ= ТВ?s/(TВ – TОС)?s=ТВ/(TВ – TОС). Отличительными особенностями идеального цикла от реального являются: отсутствие необратимых энергетических потерь в теплообменном оборудовании (бесконечно малая разность температур между охлаждаемой и нагреваемой средой) и потерь, связанных с трением; равенство подводимой работы в компрессоре и отводимой в расширительном устройстве или детандаре (AК=AТ), при этом для процессов сжатия и расширения ds=0. Идеальный цикл осуществляется в области влажного пара.
Коэффициент трансформации теплоты для реального цикла теплового насоса будет меньше, чем µТ и рассчитывается, как µР= µТ?, где? – коэффициент полезного действия теплового насоса. Этот коэффициент учитывает необратимость процессов в нагнетательном и расширительном устройстве, а также в теплообменниках. В отличие от идеального в цикле реального теплового насоса применяется сжатие насыщенного пара теплоносителя (линия а-б), а детандер заменяется дроссельным вентилем. Процессы политропного сжатия в компрессоре и изоэнтальпийного расширения в дроссельном вентиле происходят с ростом энтропии, а теплообмен в испарителе и конденсаторе при конечных разностях температур между теплоносителем и воздухом внутри помещения и снаружи. Как видно из рассмотрения принципиальных схем холодильного цикла и цикла теплового насоса, они отличаются только тем, что в холодильном цикле источник теплоты низкого потенциала (окружающая среда) используется для отвода теплоты хладагента из конденсатора, а в тепловом насосе служит в качестве среды, от которой отбирается теплота в испарителе. В холодильле, который расположен в кондиционируемом помещении. В результате воздух охлаждается. Пары хладагента конденсируются в теплообменнике, который расположен снаружи при температуре наружного воздуха (TОС).
Если кондиционер работает в режиме теплового насоса, то теплота отбирается от окружающей среды (наружного воздуха) и подводится к жидкому теплоносителю в испарителе, расположенном снаружи кондиционируемого помещения, а передаётся к воздуху внутри помещения от конденсирующихся паров теплоносителя. В холодильном цикле наоборот: охлаждается воздух внутри помещения и нагревается наружный воздух, охлаждающий конденсатор.
Функция холодильной машины и теплового насоса могут обеспечиваться одним устройством, если предусмотреть два раздельных теплообменника, расположенных внутри и снаружи, и дополнительный элемент, который позволит при изменении режима работы кондиционера (нагрев или охлаждения) менять направление потоков газообразного хладагента, направляя в одном случае поток хладагента к внутреннему теплообменнику (процесс охлаждения), в другом – к наружному (процесс нагрева).
Применение четырёхходового клапана позволяет осуществить реверс потока хладагента и тем самым изменять режим работы кондиционера с охлаждения на нагрев, и наоборот. Это наглядно иллюстрируется на рисунке:
Схематично представлена работа сплит-системы кондиционирования воздуха, включающая в себя два отдельных блока, один из которых расположен снаружи (внешний блок 2), а другой внутри (внутренний блок 1) кондиционируемого помещения. Каждый из блоков состоит из теплообменника, вентилятора и регулирующих устройств. Вентилятор внутреннего блока осуществляет обдув теплообменника и рециркуляцию воздуха в кондиционируемом помещении, вентилятор внешнего блока – обдув теплообменника наружным воздухом. Компрессор 3 и четрёхходовой клапан 4 конструктивно расположены внутри внешнего блока, на рисунке эти элементы вынесены за пределы блока с целью иллюстрации потоков хладагента. В зависимости от режима работы теплообменник внутреннего блока может работать и как конденсатор, и как испаритель. Кроме четырёхходового клапана необходимо предусмотреть и два расширительных устройства – дроссельных вентиля (или клапана) 5 с обводными линиями, включающими обратные клапаны 6. Дросселирование жидкости осуществляется в первом по потоку дроссельном вентиле. В это время обратный клапан, установленный в обводной линии против хода потока, закрыт а обратный клапан в обводной линии второго дроссельного вентиля – открыт. Таким образом, исключается дросселирование газообразного хладагента. При смене режима работы с охлаждения на нагрев, или наоборот, вновь включается в работу первый по ходу жидкости дроссельный вентиль и происходит срабатыванеи обратных клапанов, но уже в обратном порядке.
20) Схемы и циклы х.у. с сжатием Газов
