9754

10

Рис. 1.2. Принципиальная схема и цикл идеального компрессорного трансформатора теплоты:

а – принципиальная схема; б – цикл на диаграмме Т-s; в – цикл на диаграмме h-s;

I – компрессор; II – конденсатор; III – детандер; IV – испаритель

Сжатый насыщенный пар поступает в конденсатор II, где в результате изобарно-изотермического отвода теплоты qв к теплоприемнику рабочее тело переходит из состояния 2 сухого насыщенного пара в состояние 3 жидкости.

Из конденсатора жидкое рабочее тело поступает в детандер III, где в процессе адиабатного расширения давление рабочего тела снижается от рв до

рн, а температура уменьшается от Tв до Tн. Из детандера рабочее тело в со-

стоянии 4 влажного пара поступает в испаритель, где в результате изобарно-

изотермического подвода теплоты qн от теплоотдатчика оно переходит из со-

стояния 4 в состояние 1 и затем поступает в компрессор.

При необходимости осуществить трансформацию теплоты в большом интервале температур Tн – Tв и соответственно большом интервале давлений

рн – рв используют схемы с многоступенчатым сжатием рабочего тела в не-

скольких последовательно соединенных компрессорах, между которыми рас-

положены промежуточные испарители-конденсаторы. Трансформаторы теп-

лоты с одним компрессором называют одноступенчатыми, с двумя и более

11

компрессорами – многоступенчатыми. Многоступенчатые устройства, в каж-

дой ступени которых используются различные рабочие тела, называют кас-

кадными.

В соответствии с рис.1.2 в идеальном цикле трансформации теплоты удельные количества теплоты и работы определяются следующими уравне-

Удельные затраты работы или равноценной ей эксергии на единицу те-

пловой производительности трансформатора теплоты зависят от температур-

ного уровня, к которому относится эта производительность.

В идеальном рефрижераторном цикле удельные затраты работы (эксер-

гии) относят к единице теплоты, отведенной от теплоотдатчика с температу-

альном рефрижераторном цикле равны по абсолютной величине коэффици-

енту работоспособности теплоты с температурой Тн.

Если Tв ≠ То.с., то удельный расход эксергии

12

где Тв = Tв – То.с.

Величина эн является функцией отношения температур Тв/Tн теплопри-

емника и теплоотдатчика. При увеличении отношения Тв/Tн удельный расход работы (эксергии) эн на трансформацию теплоты в рефрижераторных уста-

новках растет. При изменении отношения Тв /Tн от 1 до величина эн в реф-

рижераторных установках возрастает от 0 до .

Очевидно, что при условии Тв/Tн = 1 (температура Тв=Tн) трансформа-

ция теплоты не происходит и поэтому работа не затрачивается: эн = 0.

В идеальном теплонасосном цикле удельные затраты работы относят к единице теплоты, подведенной к теплоприемнику на температурном уровне

Тв:

При Тн = То.с. величина эв = τe,в , т.е удельные затраты эксергии в иде-

альном теплонасосном цикле равны коэффициенту работоспособности теп-

Величина эв является функцией отношения температур Tн /Tв теплоот-

датчика и теплоприемника. При уменьшении отношения Tн /Tв удельный рас-

ход работы (эксергии) эв на трансформацию теплоты в теплонасосных уста-

новках возрастает. При изменении отношения Tн /Tв от 1 до величина эв в

теплонасосных установках возрастает от 0 до 1.

Очевидно, что при условии Tн/Tв = 1 (температура Tн = Tв) трансформа-

ция теплоты не происходит и работа не затрачивается: эв = 0.

13

Верхний предел удельного расхода работы для теплонасосной уста-

новки эв = 1, соответствующий отношению Tн /Tв = Tо.с. /Tв =0, показывает, что при температуре теплоприемника Тв, стремящейся к бесконечности, величина подведенной к теплоприемнику теплоты равна затраченной работе (эксергии) qв = . Это означает, что количество теплоты qв может быть обеспечено пу-

тем непосредственного использования электрической энергии (электронагре-

ва). В этом случае применение теплового насоса теряет смысл.

В процессах трансформации теплоты температуры теплоприемника или теплоотдатчика могут быть переменными, например, если теплота по-

ступает к рабочему телу в испарителе от потока газа, температура которого снижается при отводе от него теплоты от Т1 до Т2, или если теплота передает-

ся от рабочего тела циркулирующей в конденсаторе воде, температура кото-

где Tср – средний температурный уровень теплоты, подведенной от теплоот-

датчика или переданной теплоприемнику, определяется уравнением

2. Энергетические характеристики реальных трансформаторов

теплоты

Процессы изменения состояния рабочего тела в парожидкостных ком-

прессионных трансформаторах теплоты протекают в основном в области влажного пара. Это позволяет использовать изобарно-изотермические про-

цессы испарения и конденсации, что дает возможность достаточно просто приблизиться к циклу Карно.

14

Работа таких трансформаторов теплоты происходит в сравнительно не-

больших пределах температур: верхняя температура Тв ограничена критиче-

ской температурой рабочего тела, нижняя температура Тн – температурой тройной точки. В зависимости от величины Т = Тв – Тн компрессионные ус-

тановки могут выполняться как с одноступенчатым, так и с многоступенча-

тым сжатием рабочего тела.

Схема и цикл реальной парожидкостной компрессионной установки показаны на рис. 2.1. Установка работает следующим образом.

Теплота q0 от теплоотдатчика подводится изобарно-изотермически к рабочему телу в испарителе VI (процесс 5 – 1). В результате теплообмена температура теплоотдатчика снижается от Тн1 до Тн2, а рабочее тело кипит в испарителе при давлении р0 и температуре Т0. Сухой насыщенный пар рабо-

чего тела, полученный в испарителе, поступает в компрессор I, где за счет за-

траты внешней работы l пар адиабатно сжимают с повышением давления от

р0 до рк. Температура пара повышается при этом от Т0 до Т2. Температура конденсации (насыщения), соответствующая давлению рк, равна Тк.

Рис. 2.1. Принципиальная схема и цикл реального компрессионного трансформатора теплоты:

а – принципиальная схема; б – цикл на диаграмме Т-s

15

Из-за трения и необратимого теплообмена процесс 1 – 2 сжатия в ком-

прессоре происходит с увеличением энтропии пара и не совпадает с изоэн-

тропийным сжатием 1 – 2'.

Из компрессора пар поступает в конденсатор II, где в результате изо-

барно-изотермического отвода теплоты qк к теплоприемнику происходит ох-

лаждение пара и его конденсация при давлении рк и температуре Тк (процесс

2 – 3). При этом температура теплоприемника возрастает от Тв2 на входе в конденсатор до Тв1 на выходе из него. Затем жидкое рабочее тело направляют в охладитель III, где оно изобарно при давлении рк охлаждается до темпера-

туры Т4 (процесс 3 – 4). При этом температура охлаждающего тела возрастает от Та2 до Та1.

Из охладителя жидкое рабочее тело поступает в дроссельный вентиль

IV, где происходит изоэнтальпийный процесс дросселирования 4 – 5, в ре-

зультате чего давление рабочего тела падает от рк до р0, а температура уменьшается от Т4 до Т0. При этом жидкость закипает и частично превраща-

ется во влажный насыщенный пар (точка 5). В дроссельном вентиле проис-

ходит внутреннее охлаждение жидкости до минимальной для всего цикла температуры рабочего тела.

После дроссельного вентиля охлажденное рабочее тело с параметрами

р0 и Т0 поступает через отделитель жидкости (на рис. 2.1 не показан) в испа-

ритель V, где в результате изобарно-изотермического подвода теплоты q0 от теплоотдатчика оставшаяся жидкость испаряется и превращается в сухой на-

сыщенный пар (процесс 5 – 1), который отводится во всасывающий патрубок компрессора.

Таким образом в данной установке происходит перенос теплоты от те-

плоотдатчика со средней температурой Тн к теплоприемнику с более высокой средней температурой Тв, т.е. реализуется процесс трансформации теплоты.

Реальный парожидкостный компрессионный трансформатор теплоты имеет следующие основные отличия от идеального:

16

1. В реальной установке во многих случаях вместо детандера исполь-

зуется дроссельный вентиль. Это приводит к снижению энергетической эф-

фективности установки, т.к. дросселирование сопровождается большими по-

терями эксергии, однако существенно упрощает установку и повышает ее на-

дежность.

2. В реальной установке процесс сжатия пара в компрессоре необра-

тим, а в идеальной – обратим, даже если он происходит в области влажного пара. Кроме того, в реальной установке процесс сжатия происходит в области

перегретого пара, что увеличивает удельную работу сжатия компрессора.

3. Охлаждение жидкого рабочего тела перед дроссельным вентилем увеличивает подвод теплоты в испарителе (точка 5 смещается влево по изо-

терме Т0), что снижает расход работы на трансформацию теплоты.

4. В реальных установках имеются потери эксергии в испарителе и конденсаторе из-за необратимости происходящих в них процессов теплооб-

мена, протекающих при конечной разности температур между рабочим те-

лом, теплоотдатчиком и теплоприемником соответственно. Для уменьшения этих потерь необходимо снижать разность температур в испарителе Тн = Тн

– Т0 и конденсаторе Тк = Тк – Тв, что ограничено допустимыми размерами

испарителя и конденсатора.

Основные удельные энергетические характеристики реальных паро-

жидкостных компрессионных трансформаторов теплоты на единицу массо-

где qкм – теплота, отводимая от охлаждаемого компрессора. Для неохлаждае-

мых компрессоров qкм = 0, поэтому

Теплота, подводимая к рабочему телу в испарителе (удельная холодо-

производительность), кДж/кг:

В парожидкостных трансформаторах теплоты процесс сжатия рабочего

тела в компрессоре близок к обратимому адиабатному процессу. Поэтому внутренняя работа реального компрессора может быть определена как работа идеального компрессора с учетом потерь от необратимости процесса сжатия

где la – внутренняя работа компрессора при обратимом адиабатном (изоэн-

тропийном) процессе сжатия; i – внутренний относительный КПД компрес-

сора, учитывающий необратимые потери. Для поршневых компрессоров i

называют индикаторным КПД, а для центробежных – адиабатным КПД.

Для неохлаждаемого идеального компрессора (в соответствии с рис.2.1)

где h2' – энтальпия рабочего тела после его обратимого адиабатного сжатия в компрессоре до давления рк.

Величина i характеризует отклонение реального процесса сжатия в компрессоре от идеального, но не является мерой эффективности использо-

вания внутренней работы компрессора. Такой мерой является внутренний эксергетический КПД компрессора е,i, равный отношению увеличения ек

18

эксергии рабочего тела в компрессоре к затрате внутренней работы li на его сжатие:

Для реальных компрессоров е,I > i. При обратимом изоэнтропном

сжатии (идеальный неохлаждаемый компрессор) ек= la, поэтому е,i = I = 1.

где эм – электромеханический КПД компрессора, т.е. произведение механи-

ческого КПД компрессора и КПД электродвигателя.

В рефрижераторных установках удельный расход электрической энер-

19

Холодильный коэффициент численно равен количеству единиц те-

плоты, отводимой от охлаждаемого тела (единиц холода), на одну едини-

цу затраченной электрической энергии.

Величина, обратная удельному расходу электрической энергии в теп-

лонаносной установке, называется коэффициентом трансформации теплоты

Коэффициент трансформации теплоты численно равен количеству

единиц теплоты, получаемых в тепловом насосе, на одну единицу затра-

ченной электрической энергии.

Холодильный коэффициент может быть больше и меньше единицы 1 ≤

≤ 1. Коэффициент трансформации теплоты в компрессорных установках

Удельные расходы электрической энергии, холодильный коэффициент и коэффициент трансформации теплоты не учитывают качество энергии, в

данном случае температурного потенциала выработанного холода или тепло-

ты. Сравнение этих показателей для различных установок закономерно толь-

ко при работе этих установок при одинаковых температурных условиях.

Более объективным показателем совершенства трансформаторов тепло-

ты служит эксергетический КПД е, равный отношению полезно использо-

форматоры теплоты, работающие в различных условиях. Величину е можно использовать также для выявления режима максимальной энергетической эффективности одной установки.

В компрессионных трансформаторах теплоты подводимая эксергия Евх

равна действительному расходу электрической (или механической, если ком-