ЦИКЛЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
И ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ
В холодильных установках и тепловых насосах теплота передается от тела с меньшей температурой к телу с большей температурой. В соответствии со вторым законом термодинамики это возможно только при дополнительном компенсационном процессе [1]. Действительно, если рассмотреть обратимый перенос теплоты от тела с постоянной температурой Т1 к телу с постоянной температурой Т2>Т1 (рис. 10.1), то для выполнения условия ∆Sc=0 необходимо извне подвести теплоту Qкомп, которую можно получить от внешнего источника работы Lкомп=Qкомп.
 |
В качестве внешнего источника работы в холодильных установках как правило используется компрессор.
Цикл воздушной холодильной установки
В качестве рабочего тела в холодильных установках можно использовать обычный воздух. При адиабатном расширении воздуха от температуры внешней среды Тос можно получить температуру воздуха минус 60 оС. Этот принцип, получения рабочего тела с низкой температурой применяется в воздушной холодильной установке (ВХУ). Схема ВХУ и ее идеальный цикл в T,s- диаграмме представлены на рис. 10.2 и 10.3.
 |
Воздух с температурой Тхт, необходимой для охлаждаемого тела (эскимо в холодильной камере рис. 10.2), поступает в компрессор и адиабатно сжимается до температуры Т2, большей температуры окружающей среды (процесс 1-2).
 |
Из компрессора воздух поступает в охладитель, где он изобарно охлаждается до температуры окружающей среды Тос (процесс 2-3), передавая теплоту q1 во внешнюю среду. Из охладителя воздух поступает в воздушную турбину – детандер. В детандере воздух расширяется до первоначального давления Р1 (процесс 3-4), в результате чего его температура становится ниже температуры холодного тела (Т4<Тхт) и создаются условия для отвода теплоты от охлаждаемого тела. Детандер, реализуя процесс адиабатного расширения воздуха, частично компенсирует затраты работы на привод компрессора. Из детандера воздух поступает в холодильную камеру, где он изобарно нагревается (процесс 4-1) за счет отвода теплоты от охлаждаемого тела (охлаждение эскимо на рис. 10.2).
Анализ тепловой экономичности обратимого цикла ВХУ
Удельная работа компрессора ВХУ определяется выражением
. (10.1)
Теплота, отводимая от рабочего тела в охладителе, рассчитывается как
. (10.2)
Удельная работа детандера определяется выражением
. (10.3)
Удельная теплота, подводимая к рабочему телу от охлаждаемого тела в холодильной камере, рассчитывается как
. (10.4)
Удельная работа, затраченная на реализацию обратимого цикла ВХУ, определяется выражением
. (10.5)
Холодильный коэффициент ВХУ соответствует выражению
. (10.6)
В уравнении (10.6) выполняется равенство отношения температур 
, т.к. 
. Используя это равенство и введя величину степени повышения давления воздуха в компрессоре 
, преобразуем уравнение (10.6):
. (10.7)
Из уравнения (10.7) видно, что чем меньше степень сжатия в компрессоре, тем больше холодильный коэффициент. Однако величина n имеет ограничение по минимальному значению Р2min при температуре Т2=Тос (рис. 10.4).
При Р2min будет наибольшее значение холодильного коэффициента, которое равно холодильному коэффициенту цикла Карно
,
однако величина q2 будет равна нулю. Такое противоречие в показателе экономичности ВХУ потребовало введения дополнительной величины, характеризующей эффективность установки. В качестве такой величины используется холодопроизводительность установки
, (10.8)
где G – расход воздуха через холодильную установку.
Из графика зависимости изменения холодильного коэффициента et и удельной холодопроизводительности q2 от степени сжатия воздуха в компрессоре n для идеального цикла ВХУ (рис. 10.5) видно, что с увеличением n холодильный коэффициент уменьшается, а холодопроизводительность ВХУ увеличивается. Следовательно, величина nопт должна выбираться с учетом максимальных значений et и q2, что термодинамическим методом сделать нельзя, для такой оптимизации требуется технико-экономический расчет.
 |
Анализ тепловой экономичности реального цикла ВХУ
Необратимость в реальном цикле ВХУ (рис.10.6) характеризуется адиабатным коэффициентом компрессора
, (10.9)
и внутренним относительным КПД детандера
. (10.10)
Удельная работа компрессора ВХУ определяется выражением
. (10.11)
Удельная теплота, отводимая от рабочего тела в охладителе, рассчитывается как
. (10.12)
Удельная работа детандера определяется выражением
. (10.13)
Удельная теплота, подводимая к рабочему телу от охлаждаемого тела в холодильной камере, рассчитывается как
. (10.14)
Удельная работа, затраченная на реализацию обратимого цикла ВХУ, определяется выражением
. (10.15)
Холодильный коэффициент необратимого цикла ВХУ соответствует выражению
. (10.16)
Из рис.10.6 следует, что минимальное значение давления Р2min для реального цикла ВХУ больше, чем у идеального цикла, а холодильный коэффициент и холодопроизводительность установки при этом давлении равны нулю.
Из графика зависимости изменения холодильного коэффициента ei и удельной холодопроизводительности q2i от степени сжатия воздуха в компрессоре ni для реального цикла ВХУ (рис. 10.7) видно, что холодильный коэффициент и холодопроизводительность реальной ВХУ имеют экстремумы в виде максимумов при различных значениях ni. Следовательно, оптимальное значение степени повышения давления воздуха в компрессоре будет находится между этими максимумами, но точное нахождение его значения лежит в области технико-экономических расчетов.
 |
Основным недостатком ВХУ является ее громоздкость, вызванная большим расходом рабочего тела (у воздуха относительно низкая теплоемкость и теплопроводность). Избежать этих недостатков можно подбором других рабочих тел для холодильной установки.
