А. В. Бараненко. Холодильные машины

Давление растет ОТ Рз до Ре' а скорость падает от wз до wc' Если

пренебречь сопротивлением нагнетательного тракта от эжекто­

ра до конденсатора, то давление за эжектором рс можно считать равным давлению конденсации в главном конденсаторе.

Процессы, характерные для камер смешения, описываются

тремя законами.

ент эжекции, т. е. отношение массового расхода холодного (эжек­ тируемого) пара к массовому расходу рабочего пара,

и=Gx/Gp =1/а.

2.Закон сохранения массы (кг/с):

Gcт=Gp+Gx' (5.12) 3. Закон импульсов, который для конической камеры смеше­

ния рабочего и холодного пото~ов во входном сечении камеры

смешения и смешанного потока в выходном сечении этой каме­

-ры, Па; f 2' {х2' fз - площади сечений рабочего и холодного

потоков при входе в камеру смешения и смешанного потока на

f.

выходе из камеры смешения, м2; 1pdf - интеграл импульса

'2

сил на площадь поверхности камеры смешения между сечения-

ми 2-2 и 3-3.

При расчете эжекторов часто используют газодинамические функции, связывающие'приведенную скорость потока пара с его

термодинамическими параметрами. Под nрuведен.н.оЙ с"оростью

понимают отношение скорости пара в рассматриваемом сечении

к критической скорости:

(5.14)

Критическую скорость_ пара (м/с),представляющую собой

действительную скорость пара, равную местной скорости звука,

определяют по формуле

(5.15)

где k - показатель адиабаты для идеального газа; R - удель­

ная газовая постоянная, Дж/(кг.К); Т* и р* - соответственно

температура, К, и давление, Па, торможения; v* - удельный объем пара в заторможенном состоянии, мЗ/кг.

Под nара:метра:мu тор.можен.uя Т*, р*, v*, р* понимают

абсолютную температуру, давление, удельный объем и плотность

пара при изоэнтропном снижении его скорости до нуля.

Наиболее часто используют следующие газодинамические

функции.

Функция t(л.) - относительная температура, т. е. отношение абсолютной температуры Т изоэнтропно движущегося пара в дан­ ном сечении к абсолютной температуре торможения Т*:

Функция 1t(л.) - относительное давление, т. е. отношение

статического давления р дрижущегося пара в данном сечении

Функция ~(Л,) - относительная плотность, т. е. отношение

плотности р движущегося потока в данном сечении к плотности

р* заторможенного потока:

ИЗ наиболее сложных газодинамических функций при расче­

те эжекторов чаще используют функцию q(л.) , представляющую

собой приведенную массовую скорость, т. е. отношение массовой

скорости wp [кг/(м2·с)] движущегося потока в данном сечении

к массовой скорости этого потока (wp )кр В критическом сечении:

ИЗ условий сплошности поток8, следует, что функция q(Л,)

равна отношению площадей критического сечения потока и дан­

ного сечения:

q(л.) = {кр / {.

в холодильных машцнах эжекторы работают на реальных

газах или насыщенном паре. в таких средах показатель адиаба­

ты.k - переменная величина, поэтому использовать уравнения (5.14)-(5.19) неудобно. Скорость звука в указанных средах можно

определить на основании формулы Лапласа:

w = J(дp/дp)s,

где др - бесконечно малое изоэнтропное изменение давления,

Па; др - изменение плотности среды при изменении давления,

кг/м3•

Для технических расчетов форМулу Лапласа можно запи-сать

в следующем виде:

(5.20)

где W - средняя скорость звука в среде в диапазоне указанного

изменения давления среды; 6.Р - сравнительно небольшое ко­

нечное изоэнтропное изменение давления; 6.р. - конечное из­

менение плотности среды при указанном изменении давления.

Пренебрегая начальной скоростью потока перед эжектором

из-за ее незначительности, можно скорость потока при Адиабат­

ном расширении определить по формуле

где (М)В - изоэнтропное изменение энтальпии потока, дж/кг.

На основании уравнений (5.20) и (5.21) из условия W S = W = WKP

можно вычислить изоэнтропный перепад энтальпий (6.iKP)S' со­

отве~твующий расширению потока от заторможенного состоя­

Количественные значения основных газодинамических функ­

ций и метод расчета с использованием этих функций приведе­

ны в работе [68].

Действительвый процесс работы ПЭХМ. Действительный цикл пароэжекторной машины, показанный на рис. 5.4 в координа­

тах s-i и э-Т, значительно отличается от теоретического цикла.

Рис. 5.4. Действительиый ЦИКJI пароэжекторвой холодильной мamивы:

158

Отличие это обусловлено, прежде всего, необратимыми процес­

сами расширения рабочего пара в сопле, смешивания и сжатия

смешанного пара в диффузоре; процесс смешивания характери­

зуется еще и потерями от удара рабочего пара о холодный пар;

рабочий пар расширяется до давления Р2' более низкого, чем

давление РО в испарителе, на значение потерь в системе на участке

от испарителя до камеры ~мешения. В действительном цикле

ПЭХМ, представленном на рис. 5.4, процессы: 1-2' - политроп­

ное расширение рабочего пара в сопле от давления РО до давле­

ния Р2; 9-9' - политропное расширение холодного пара от давле­ ния РО до давления Р2 во входной части камеры смешения эжек­

тора; 2'-3 и 9'-3 - одновременное смешивание рабочего и хо­ лодного пара в камере смешения эжектора; 3-4 - политропное

сжатие смеси рабочего и холодного пара в камере смешения

эжектора; 4-5 - сбив перегрева и конденсация смеси паров в кон­ денсаторе; 5-6 - подогрев конденсата в насосе, подающем кон­ денсат в генератор; 6-1 - нагре.в и парообразование конденсата в генераторе; 5-8 - дросселирование конденсата, поступающе­

го из конденсатора в испаритель, в вентиле РВ1 (см. рис. 5.1).

Таким образом, в испаритель попадает влажный пар в состоя­

нии 8 с давлением Рр и температурой t o' В испарителе влажный

пар делится на две фазы: жидкую - состояние О и паровую­ состояние 9; 8-9 - испарение конденсата в испарителе.

Пар из испарителя в состоянии 9 поступает в эжектор, а вода в состоянии О отводится насосом к потребителям холода. Вода,

подлежащая охлаждению, поступает от потребителей холода подогретой в состоянии 11 при температуре t w2 ' При прохожде­ нии через вентиль РВ2 и разбрызгивающее устройство испари­

теля она дросселируется - процесс 11-12 (рис. 5.4, а). Вследствие необратимых потерь в элементах холоднльной

машины действительный тепловой коэффициент ~д меньше тео­

. ретического.

Действительный тепловой коэффициент

(5.24)

где ад - кратность циркуляции в действительном цнкле паро­ эжекторной холодильной машины.

Обозначив степень термодинамического совершенства обрат-

ного цикла· 11 = ~д / ~об' относительный коэффициент действи­

тельного прямого цикла 110 j = l~P / l, холодильный коэффици­

ент действительного цикла ~д = qo / lд' термический коэффици­ ент обратимого прямого цикла 11t об = l/ qг , а также имея ввиду,

что действительные работы в прямом и обратном циклах связа-

ны между собой равенством ai;P = lд' после соответствующих

159

подстановок в формулу (5.24) выражение для действительного

теплового коэффициента может быть записано так:

Кратность циркуляции в действительном цикле больше, чем

в теоретическом, и зависит от температур и давления в испари­

теле, конденсаторе и парогенераторе, а также от степени необ­

ратимости процессов в сопле, I<8Мepe смешения, диффузоре и дру­

гих элементах машины.

Действительную KP~THOCTЬ циркуляции можно вычислить,

пользуясь данными опыта, полученными при испытании ма­

шин различных конструкций. Зависимость ад от отношения

(t10 - tg ) / (t1 - t28 ) (см. рис. 5.2) приведена на рис. 5.5. 'На этом

графике даны оптимальные значения ад. Для обеспечения ус­ тойчивой работы машин значения ад, полученные из графика,

следует увеличить на 5-10% .

Величина, обратная кратности циркуляции ад, есть коэффи­

циент эжекции и, кг/кг:

и=1/а.

При расчете пароводяной эжекторной машины, учитывая глу­

бекий вакуум в аппаратах, давления в испарителе и конденса­

торе определяют как сумму парциальных давлений водяного пара

и воздуха. Однако определить парциальные давления воздуха и пара в конденсаторе можно лишь при испытаниях машины: При выполнении расчетов проектируемой машины допустимо оце­

нить потери в отдельных ее элементах и вписать действитель­

ный цикл в диаграмму, не принимая во внимание влияние пар­ циальных давлений воздуха на процессы конденсации и кипе­ ния (так как воздуха очень мало).

Эжекторные холодильные машин~ рассчитывают на наибо­

лее тяжелые температурные условия, так как в эксплуатации

выгоднее будет наиболее низкое давление рабочего пара, так как

это дает возможность использовать дешевую низкопотенциаль­

ную теплоту, хотя и приводит К возрастанию расхода рабочего

пара и увеличению габаритных размеров машины.

Таким образом, чтобы вписать действительные процессы паро­ эжекторной машины в тепловую диаграмму, нужно не только

знать параметр:Ы рабочего, холодного и смешанного пара в узло­

вых точках цикла, но и оценить потери в сопле, камере смеше­

ния, диффузоре и других элементах машины.

Теоретическая скорость рабочего пара W 18 (см. рис. 5.3) на

выходе из сопла может быть определена по известной формуле

истечения из сопел

(5.26)

где i 1 и i 2s - энтальпии рабочего пара в начале и конце адиабат­

ного расширения, Дж/кг.

Пренебрегая значением начальной скорости рабочего пара,

можно считать, что при отсутствии потерь в адиабатном процес­

се расширения работа расширения (Дж/кг), отнесенная к 1 кг ра­

бочего пара,

Учитывая скоростным коэффициентом <1>1 потерю кинетичес­ кой энергии пара в сопле в результате трения, получаем значе­ ние истинной CKOPOCT~ расширения рабочего пара

Скоростной коэффициент можно принимать равным от 0,92

до 0,96. Таким образом, потеря работы в сопле на трение

пию пара в конце процесса расширения в сопле (с учетом по­ терь) (см. рис. 5.4):

(5.30)

Величина <1>1 носит название с"оростн.ого "оэффuцuен.та и

представляет собой отношение действительной энергии истече­ ния к теоретической.

К смешивающимся потокам можно применить закон измене­

ния количества движения: сумма количества движения смеши­

вающихся потоков рабочего и холодного пара до удара равна

количеству движения потока смеси в конце процесса смешива­ ния, т. е. после удара:

(5.31)

где wl' wo' w2 - скорости пара соответственно рабочего, холод­

ного и смеси, м/с.

Из уравнения (5.31)

w _ Gpw1 + Gxwo

2 - Gp + Gx

Кинетическая энергия смеси

Величина L 2 меньше суммы кинетических энергий потоков

до смешения

(5.3,3)

на величину

Вел,ичина AL представляет собой потери кинетической энер­

гии, связанные с процессом смешения потоков. Как показывает

эта формула, потери тем больше, чем больше разность скоростей

смешивающихся потоков. Отсюда можно сделать вывод, что при

заданных скорости рабочего пара и коэффициенте эжекции для

получения наименьших потерь желательно увеличивать W o так,

чтобы можно было приблизить скорость холодного пара к ско­ рости рабочего пара при входе в камеру смешения.

Если уравнение (5.31) разделить на Gp и пренебречь скоростью

холодного пара, а также воспользоваться выражением u = GJGp'

то уравнение (5.31) можно переписать в таком виде:

Действительная скорость в камере смешения w3 меньше скорос­

ти w2 вследствие удара и потерь на трение двух потоков пара -

рабочего и холодного. Эти потери характеризуются коэффици-

ентами <1>2 и <1>з. Проверенных значений для коэффициентов <1>2

и<1>з нет, так как значения их зависят от многих факторов:

скорости и угла встречи потоков пара, конструкции и качества

выполнения камеры смешения и диффузора и ряда других. Од­

нако некоторые авторы [68] рекомендуют принимать величину

<1>2 равной 0,975, а <1>з - 0,925. Произведение <1>2<1>з составляет примерно 0,9, но в ряде случаев может быть и: значительно мень­

ше. Таким образом, скорость

(5.35)

Изменение энтальпии пара в камере смешения Аtп из-за по­

терь кинетической энергии струи может быть выражено уравне­

нием

Предполагая отсутствие потерь теплоты, поступающей во

внешнюю среду, и принимая, что холодный пар входит в камеру

смешения в состоянии, близком к насыщению, можно считать,

что теплота потерь в камере смешения идет на подсушку рабочего

пара, обычно выходящего из сопла с большой влажностью. Тогда энтальпия рабочего пара в конце камеры смешения i = i2 + А iп•

Воспользовавшись уравнением сохранения энергии (5.11), мож­

ноопределить энтальпию смеси паров в конце камеры смеше­

ния (в начале сжатия в диффузоре), т. е.

31+и

Вдиффузоре кинетическая энергия, внесенная потоком, пре­

вращается в потенциальную энергию, и давление смеси повы­

шается до давления р .

Кинетическая энергия, внесенная в диффузор из камеры сме­

шения,

lз = O,5w:.

Изменение кинетической энергии в диффузоре

AI = O,5w: - O,5w~,

где w4 - скорость на выходе из диффузора.

Для пароводяных эжекторных холодильных машин прини-

ИЗ формулы (5.38) находим состояние в точке 4 (см. рис. 5.4):

i 4 = O,5(w: - w~) +iз.

Энтальпию в ~чке 4 можно также определить, если задаться

КПД диффузора 1'\, экспериментальное значение которого, по

некоторым литературным данным, составляет 0,67-0,85,

" = 048 - tз) / (t4 - tз),

где i48- энтальпия в конце изоэнтропного сжатия в диффузоре

(см. рис.5.2).

Расчеты эжекторов и определенИе их основных кон~уктив­

ных параметров. Паровые сопла. К основным размерам сопла, которые необходимо определить, относятся: площадь вход-

.)~C§~

Рис. 5.6. СОIЩО (а), камера смеmевия и диффузор (6)

ного сечения сопла Iр' площадь критического (наименьшего) се­

чения 'КР' площадь выходного сечения 'Р1 (рис. 5.6, а). Площадь входного сечения сопла (м2) определяют по скорос­

ти в подводящем паропроводе:

Скорость Шр для магистралей насыщенного Пара 35-40 м/с, для трубопроводов ОТ редУКционных клапанов - 70-80 м/с, для магистралей перегретого пара - 40-45 м/с.

ПЛощадь критического сечения сопла (м2) можно определить так:

kp - показатель адиабаты рабочего пара: для сухого насыщен­

ного водяного пара kp,,= 1,13, для перегретого kp= 1,3 (соответст­

венно Ь составляет 0,035 и 0,665).

Площадь выходного сечения сопла (м2)

Длина расширяющейся части сопла (м)

dKP - критич.~кий диаметр сопла, м, dKP = J411,</X; а - угол

конуса, а = 6 + 200.

Чтобы струя не отрывалась ОТ стенок, угол конуса выбирают

в пределах 8-12". Однако во многих случаях приходится приме­ нять сопла с углом конуса до 200, так как для эжекторных холо­

дильных машин характерны большие степени расширения, при

которых '.:опла получаются очень длинными. По этой же причи­ не эжеК'lVJРЫ большой производительности выполняют многосоп­

ловыми, что позволяет сократить длину отдельных сопел и со­

oTBeТC'fBeHHo всего эжектора.

К fr. М е р а с м е ш е н и я и Д и Ф фу з о р. Площадь сечения

цил~ндрической части 2 камеры смешения (рис.5.6, б) рассчи­

ТЫJJают исходя из положения, что смесь проходит эту часть

с большой скоростью, близкой к критической,

G +G

1з = pГ;::-Т;:x- ,

b..;p/v..

где Ь=О,635; PJ5 и v.. - соответственно давление (Па) и удельный объем пара (м3/кг) после сжатия в диффузоре (в точке 4, рис.5.4).

Практически эти параметры прицимают равными парамет­

рам пара в главном конденсаторе.

Площадь конической части 1 камеры смешения определяют

из соотношеНия 13 =l.jlз =2 + 3 , отсюда

12 = 131з,

Площадь сечения на выходе из диффузора 3

где ШС - скорость пара на выходе из диффузора, ШС= 60 + 80 м/с.

Зная величины 1з, 12' 'с' можно определить диаметры СООТ-.

ветствующих сечений. Длину диффузора находят так же, как и

длину расширяющейся .части сопла [см. формулу (5.41)], угол а

принимают равным 6-80. Обычно длину цилиндрической части

камеры смешения принимают равной ее диаметру.

Машины с поверхностными и смешивающими барометри­ ческими конденсаторами. Пароводяные эжекторные холодиль­ иые машины в зависимости от конструкции и принципа работы

главных конденсаторов делятся на два основных типа: машины

устанавливаться в производ­

ственных помещениях в непосредственной близости от потреби­

телей холода. ПО сравнению с машинами со смешивающими кон­

денсаторами они несколько сложнее в эксплуатации и требуют

. дополнительного вспомогательного оборудования.

Рабочая схема пароводяной эжекторной холодильной маши­

ны с поверхностными конденсаторами показана на рис. 5.7.

Рабочая вода, отепленная у потребителей, через запорный клапан 1. поступает в испаритель 2. В испарителе вследствие

непрерывного отсоса главными эжекторами 3 образующегося пара

поддерживается давление насыщения, соответствующее темпе­

ратуре выходящей из испарителя рабочей воды. Небольшая часть

рабочей воды испаряется, отнимая теплоту испарения от основ­

ной массы воды, циркулирующей через испаритель, благодаря чему вода охлаждается. I1;з испарителя охлажденная вода отка­

чивается центробежным насосом 4 и подается потребителям. Рабочий пар поступает в редукционный клапан 5, где давле­

ние пара снижается до требуемого значения, и далее через кла­

пан 6 поступает к соплам главных эжекторов. Проходя через

сопла, рабочий пар расширяется до давления несколько меньше

требуемого давления насыщения в испарителе. Благодаря этому

из испарителя в приемную камеру главного эжектора отсасыва­

ется холодный пар, который затем, смешиваясь с паром, вы­

шедшим из сопла, поступает в главный конденсатор 7. Смесь

холодного и рабочего пара конденсируется, отдавая теплоту кон­

денсации ·охлаждающей воде, циркулирующей через трубки глав­ ного конденсатора. Конденсат, образующийся в главном конден­ саторе, откачивается конденсатвым насосом 8 и через невозврат­

но-запорный клапан 9 нагнетается в конденсатвую систему. Часть

конденсата, необходимая для компенсации испарившейся рабо­ чей воды, поступает в испаритель через электромагнитный кла­ пан и поплавковый регулятор уровня 10.

В ПilРОВОДЯНОЙ эжекторной мащине все основные аппараты - испаритель, главный конденсатор и другие - работают под давле­

нием ниже атмосферного, в результате чего в машину поступает

. воздух извне. Для поддержания в аппаратах заданных давле­

ний необходимо непрерывно oreacывan воздух из системы. Из испа­

рителя вместе с холодным паром главные эжекторы отсасывают

И воздух. Отсос воздуха из главного конденсатора с выбросом

в атмосферу осуществляется вспомогательными эжекторами в

две ступени. Необходимость двух ступеней объясняется тем,

что воздух отсасывается со степенью сжатия 15-30, что не мо­

жет быть обеспечено одним эжектором. Вместе с воздухом эжек­

торы п.ервоЙ и второй ступени отсасывают и некоторое количест­

во пара. Паровоздушная смесь из эжектора первой ступени 11

поступает в конденсатор первой ступени 14, где пар конденсиру­

ется, а освободившийся воздух из конденсатора первой ступени отсасывается эжектором второй ступени 12 в конденсатор вто­

рой .ступени 13, из крнденсатора второй ступени воздух выбра­

сывается в атмосферу. В конденсаторе второй ступени давление

несколько больше атмосферного, в конденсаторе первой ступени

давление промежуточное между давлением в главном конденса­

торе и атмосферным давлением. Давление в главном конденса­

торе, при котором происходит конденсация пара, зависит от тем­

пературы и количества охлаждающей воды, поступающей в глав­

ный конденсатор, а также от степени загрязнения конденсат­

ных трубок. Конденсат, образовавшийся в конденсаторе второй

ступени, через перепускной клапан 15 поступает в' конденсатор

первой ступени. Конденсат из конденсатора первой ступени под

влиянием разности давлений по U-образной трубе через уравно­

вешивающий клапан 16 перетекает в главный конденсатор. Рабочая схема пароэжекторной холодильной машины с баромет­

рическими смешивающими конденсаторами показана на рис. 5.8.

Особенность этой схемы заключается в том, ч'fо пар в конденса­

торе 1 входит в непосредственный контакт с охлаждающей во­

дой и конденсат нельзя возвратить в парогенератор, что вызыва­

ет дополнительные затраты на очист­

ку котловой воды. Однако благодаря

непосредственному контакту пара и

воды давление конденсации в этой

машине при прочих равных услови­

ях будет несколько меньше, чем в

схеме с поверхностными конденсато­

рами, соответственно ниже будет и

степень сжатия, которую надо преодо­

леть эжекторам 2. При меньшей сте­

пени сжатия уменьшается потребный

расход рабочего пара,' что является

основным преимуществом машин это­

го типа. Выполнение испарителей 3 и

вием собственной тяжести. Это значителЫlО сокращает затраты

энергии на насосы, которые в отдельных с.лучаях можно пол­

ностью исключить. Машины с барометрическими смешивающи­

ми конденсаторами устанавливают иа открытом воздухе.

, Конденсаторы и испаритель ДJlЯ обеспечения барометричес­ кого слива воды располагают на большой высоте. Пар из глав­ ных эжекторов 2 поступает в нижиюю часть главного конденса­

тора 1 и поднимается вверх, так как в верхней части конденса­ тора отсасывается воздух. Охлаждающая вода из магиcтpaJIИ по­

ступает в верхнюю часть КOHдeHcaтopa~ где помещена сливная

коробка. Охлаждающая вода стекает через отверстия в дне ко­

робки, а часть воды сливается через боковую стенку. Затем вода

попадает на кольцевой лоток, откуда она поступает на централь­

ный лоток, частично сливаясь вниз через отверстия в кольцевом

лотке. С центрального лотка вода попадаеТ на следующий коль­

цевой лоток, затем на очередной центральный и стекает на дно коиденсатора. Таким образом, на пути поднимающегося пара,

поступившего в конденсатор из главных эжекторов, создается

водяная завеса, соприкасаясь с которой пар конденсируется.

Образовавшийся конденсат смешивается с общей массой воды и

по трубе 6 сливается в барометрический сборник 5.

Воздух из верхней части конденсатора отсасывается эжекто­

ром перв,ОЙ ступени 9 и нагне.тается во вспомогательный кон­ денсатор 7, принцип действия которого такой же, как и главно­

го конденсатора. В этом конденсаторе рабочий пар, подведен­ ный к эжектору 9, конденсируется, а воздух, собравшийся

в верхней части конденсатора, отсасывается эжектором второй

ступени 8 и выпускается в атмосферу.

Сливные трубы снабжаются гидравлическими затворами в ба­

рометрических сборниках 4 и 5. Высота столба воды в сливных

ное давление в аппаратах с барометрическим отводом воды, м; g -

ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2; р - плотность воды, I<r/M3; h - гарантийный запас, h = 0,5 + 1,0 м.

Особеииости работы эжекторвых машин на различных рабо­ чих веществах. Эжекторные холодильные машины могут рабо­

тать не только на воде, но и на леГКОI<ИПЯЩИХ веществах. При­

менение леГКОI<ИПЯЩИХ веществ, в частности хладонов, позво­

ляет получить более низкие ·температуры кипения, упростить

схему машины, а также использовать низкопотенциальную теп­

лоту без вакуума в аппаратах.

Аммиачные эжекторные машины из-за токсичности аммиака

не получили достаточного развития. Однако в низкотемператур­

ных аммиачных компрессионных холодильных машинах при­

меняют эжекторы для поджатия пара в ступенях низкого давления.

Хладоновые эжекторы по сравнению с пароводяными отлича­

ются меньшими скоростями в проточной части, малыми проход­

выми сечениями, меньшими отношениями давлений рабочего

пара l!JI.._И испарения РО' меньшими отношениями давлений кон­

денсации РК и испарения Ро' В схемах хладоновых эжекторных

холодильных машин в отличие от пароводяных отсутствуют воз­

дУХоотсасывающие усТройства, в остальном они аналогичны.

Ряд недостатков. присущих этим машинам, сдерживает их промышленное внедрение. К таким недостаткам относятся: ус­

ложненне конструкции испарителя и генератора из-за необхо­

димости применения теплопередающей поверхности, а следова­ телЬНО,и возникновение необратимых потерь на тепловое со­

противление ЭТОЙ поверхности, наличИе в схеме дорогого и слож­

ного хладонового насоса. Подача в парогенератор жидкого хла­

дона, близкого к состоянию насыщения, приводит к вскипанию

хладоиа на всасывании насоса и к срыву его работы. Для исклю­

чения этого приходится применять переохлаждение или подпор

на всасывании. Кроме того, по сравнению с водой хладон дорог

И текуч.

Эффективность работы хладоновых эжекторных холодильных

машин зависит от режима работы (Рр' Ро' Рк' t p' t BC) и от свойств

хладона. Хладон и рабочее давление для этих машин выбирают

по двум энергетическим критериям: действительному теплово­

му коэффициенту машины и суммарной электрической мощнос­

ти, потребляемой хладОНОВЫМ и водяным циркуляционными

насосами. Более рациональным является примеиение веществ с вы­

сокими значениями критической температуры, что понижает давление в аппаратах и, следовательно, обеспечивает большую

надежность и безопасность работы машины [68]. К ним относят­

ся хладоны Rl1, R21, R113, R142, RC318, R12B1. Однаl<О при

использовании хладонов R11, R113 в испарителе устанавливается давление ниже атмосферного, а хладон R21 является термичес­

ки нестойким веществом. Наиболее перспективным веществом

по значению теплового коэффициента, сокращению удельных

дроссельных потерь и мощности хладонового насоса при относи­

тельно низких давлениях в аппаратах является хладон R142 [68].

§ 5.2. АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ

Общая характеристика'и привципдействия абсорбционной

холодильнои машины. Абсорбционные холодильные машины

(АХМ) изобретены Лесли (1810 г.) и Карре (1850 г.). Процессы абсорбционных холодильных машин осуществляются с помощью рабочих веществ - растворов, состоящих, как правило, из двух

компонентов: хладагента и абсорбента. При работе машины хлад­

агент периодически находится как в жидком. так и в парообраз­

НОМ состояниях, а абсорбент - только в жидком состоянии.

Из-за возросших требований, связанных с созданием безот­

ходной технологии различных производств и экономией топлив-

но-энергетических ресурсов, абсорбционные холодильные маши­ ны стали широко применять в промышленности на тех объек­ тах, которые располагают источниками дешевой теплоты. АХМ

по температурному уровню охлаждаемого иС'I'Oчника разделяют

на две подгруппы: АХМ дЛЯ области положительных и АХМ дЛЯ области отрицательных температур охлаждения; некоторые типы АХМ могут применяться как в области отрицательных, так и в области положительных температур охлаждения. Б за­

висимости от используемых в настоящее время в промышлен­

ных АХМ рабочих веществ их можно разделить на две основные

группы: водоаммиачные и бромистолитиевые. Водоаммиачные АХМ конструкции Карре появились на 25 лет раньше аммиач­ ных парокомпрессорных холодильных машин Линде, построен­

ных в 1875 г. Бромистолитиевые АХМ промыmленного типа были созданы в США фирмой .Керриер. в 1949 г. Однако в результате

широких исследований возможностей использования в АХМ дру­ гих рабочих веществ к указанным АХМ можно добавить хладоно­ вые, углеводородные и АХМ с неводными растворами солей и др.

По типУ циклов АХМ можно разделить на АХМ с одно- И

многоступенчатыми циклами. АХМ с одНоступеНчатыми цикла"

ми в основном используют для выработки холода в области по­

ложительных и отрицательных reмператур охлаждения (до -45 ОС). Для получения холода с температурой ниже -45 ,ОС применяют,

как правило, двухступенчатые АХМ; могут применяться и трех­

ступенчатые АХМ, а также машины с двумя и более темпера­ турными уровнями охлаждения. Одноступенчатые и многосту­ пенчатые циклы АХМ разделяют, в свою очередь, на циклы

с простыми И сложными процессами тепломассопереноса в ос­

новных аппаратах. Простыми процессами являются ОДНОС1упен­

чатые со совмещенным и раздельным тепломассопереносом в ап­

паратах; к сложным процессам относятся процессы со ступенча­

той абсорбцией, десорбцией, конденсацией, кипением, матери­ альной регенерацией рабочих веществ и др. При существенном

изменении диапазона температур внешних источников теплоты

могут применяться абсорбционно-резорбционные АХМ, харак­

теризующиеся в данных условиях высокой энергетической эф­

фективностью. Б зависимости от вида используемых внешних

источников теплоты АХМ разделяются на АХМ с паровым, га­

зовым, жидкостным или солнечным обогревом генераторов, АХМ с водяным или воздушным охлаждением абсорберов и конденса­

торов (или с комбинацией указанных источников охлаждения

аппаратов).

По степени агрегатирования АХМ разделяются на агрегати­

рованные (с конструктивным объединением всех элементов в один или несколько блоков) и неагрегатированные (с отдельно выпол­ ненными элементами AX~). К агрегатированным относятся бро­

мистолитиевые АХМ.

Б зависимости от схем включения АХМ в технологические

процессы различных производств их можно разделить на ав­

тономные, не зависящие от схемы технологического процесса,

170

и встроенные - с объединением части цикла АХМ с технологи­

ческим процессом.

Широко применяют также безнасосные АХМ как непрерыв­

ного, так и периодического принципов действия.

На выбор типа АХМ и ее схемы основное влияние оказывают

требования объекта, особенности технологического процесса,

обслуживаемого АХМ, температурный уровень и виды греющего,

охлаждаемого источников и источника окружающей среды, сто­ имостные показатели теплоты, охлаждающей воды, рабочих ве­

ществ, конструкционных материалов АХМ и другие факторы.

На выбор АХМ существенное влияние оказывает вид выпускае­ мой продукции на предприятии. Например, на аммиачных, уг­

леводородных, хладоновых и подобных им производствах пред­

почтительно применять встроенные АХМ с использованием теп­

лоты БЭР указанных производств. При этом В АХМ могУт ис­

пользоваться рабочие вещества, являющиеся продукцией соот­

ветствующих производств.

Следует иметь в виду то обстоятельство, что наличие дешевой

теплоты БЭР технологических процессов с необходимым темпе­

ратурным уровнем для обогрева генераторов АХМ практически

всегда предопределяет экономическую целесообразность их ПрlJ­

менения для выработки холода. Однако в каждом случае выбор

типа АХМ должен устанавливаться на основе технико-экономи­

чески:х расчетов или комплексной оптимизации для конкретных

условий ~ксплуатации АХМ на объекте.

Теплота в АХМ переносится от источника низкой температу­ ры Тинт (охлаждаемого объекта) к источнику окружающей cpe~

ды с температурой То•с с помощью системы совмещенных прямо-

I

~

~

I

I

Рис. 5.9. ПростеЙШ8JI схема абсорбЦИОRIIОЙ '!сОJIОДИЛЬНОЙ ка- ,

шивы

171

го и обратного циклов раствора за счет использования теплоты

греющего источника с температурой Th •

Простейшая схема АХМ приведена на рис. 5.9. В генераторе

Г осуществляется ки~ение слабого (по абсорбенту) раствора вслед­

ствие подвода теплоты от греющего источника. Образующийся

при этом пар рабочего вещества (растворителя) поступает в

коцценсатор КА' где конденсирyereя пyreм отвода теплоты конденса­

ции к источнику окружающей среды. Жидкость, полученная в кон­

денсаторе, расширяется вдетандере Дl и поступает в испари­

тель И. Вследствие подвода теплоты от источника низкой темпе­ ратуры в испарителе происходит кипение жидкости и образую­

щийся при этом пар поступает в абсорбер А. Крепкий (по абсор­ бенту) раствор из генератора чере3 детав.церД2 также поступает

в абсорбер. В генераторе АХМ поддерживаетса даВJJение конден­ сации, а в абсорбере - давление кипе.IПUI, так как указанные

аппараты соединены по паровому простравству соответственно с

конденсатором и испарителем. В абсорбере пар ПОГJIОЩ8еТСЯ креп­

ким раствором, концентрация которого сииж.аетс.и и достигает

концентрации, соответствующей вачaJlЬвому ее акачению при кипении раствора в генераторе. Теп.иота. выде.ляющаяся при абсорбции пара раствором, отводится к источнику окружающей

среды. Слабый раствор, образовавmийся в конце процесса аб­

сорбции, отводится из абсорбера в генератор насосом Н.

В АХМ с помощью ее основных элементов - генератора Г,

детандера Д2, абсорбера А и насоса Н - осуществляется прямой

термодинамический цикл, а с помощью конденсатора Кд' детан­

дера Дl и испарителя И - обратный термодинамический цикл.

Иллюстративно это может быть объяснено следующим образом

(рис. 5.9).

Пар, образующийся в генераторе,. можно было бы направить

не в конденсатор, а в паровую турОину Т, где после его расшире­

ния от давления кипения раствора (конденсации пара) до давле­ ния абсорбции, равного давлению кипения рабочего вещества в испарителе. была бы получена внешняя работа, а пар после турбины направлялся бы в абсорбер для поглощения крепким

раствором. Одновременно пар из испарителя мог бы быть на­

правлен в компрессор К, где за счет затраты работы сжимался бы от давления пара в испарителе до его давления в конденсато­

ре и подавался в последний на конденсацию. Так как вся рабо­ та, полученная в турбине, полностью расходуется на привод ком­

прессора, то, подавая пар из генератора непосредственно в кон­

денсатор, можно исключить из схемы турбину и компрессор и тем самым совместить прямой и обратный циклы. Наличие де­

тандеров Дl и Д2 с получением в них внешней работы снижает

необратимые потери соответственно в обратном и прямом циклах.

1'ермодинамические принципы АХМ наиболее просто можно

представить в предположении, что прямые и обратные циклы

осуществляются междУ источниками с постоянными температу­

рами, чтО облегчает анализ и сводит его к рассмотрению эквива­ лентных циклов Карно при совершенном теплообмене. В пря-

мом цикле тепловой двигатель, расходуя Qh теплоты греющего исТОЧника с температурой Тh' отдает источнику окружающей среды с температурой То•с количество теплоты Qa и производит

механическую работу L. (рис. 5.9). это количество работы при

использовании в холодильной машине позволит отвести теплоту в количестве Qo от источника низкой температуры с потенциа­

лом ТИИТ и передать источнику окружающей среды теплоту в

Термический КПД прямого цикла теплового двигателя

'f1T K == L/Qh'

или

'f1 K = (Th - ~.c)/~·

T

.В рассматриваемой системе вся работа теплового двигателя

затрачивается холодильной машиной без потерь, т. е.

Холодильный КОэффициёнт обратного цикла

&к = Qo / Lot

или

&к = Тинт / (То.с - Тиит)·

Подставляя в уравнение (5.43) удельную работу рабочего ве­

щества, получаем

Gпl = Golo•

где Gпt G - количество циркулирующего рабочего вещества в пря­

мом и'оtfратном циклах соответственно.

Тогда кратность циркуляции рабочего вещества в прямом

цикле

а =Gп/Gо = l)l.

Тепловой баланс АХМ

Qo +Q,;+QH =Qa +QK +QДl + QД2'

где Qи - работа насоса для подачи крепкого раствора из абсор­

бера в генератор; QД1' QД2 - работа, полученная вдетандерах

Дl и Д2 соответственно.

В связи с тем что величина QH по сравнению с Qh И Qo очень

мала, а детандеры Дl и Д2 в схемах АХМ заменяют дроссельны­

ми вентилями, тепловой баланс АХМ будет иметь следующий

вид:

Qo + Qh = Qa + QK'

Одним из энергетических показателей системы теплового двига­

теля и холодильной машины является тепловой коэффициент -.:.. отношение количества отведенной теплоты Qo от источник~ ни.з­ кой температуры к количеству затраченной теплоты Qh греюще­

го источника, т. е.

l; = Q/Qh = "те,

Для рассматриваемого случая при совершении обратимых прямого и обратного циклов Карно эффективность АХМ будет

зависеть только от значений абсолютных температур греющего

и охлаждаемого источников и источника окружающей среды:

В реальных системах совмещенных прямых и обратных цик­

лов АХМ из-за наличия различных видов необратимых потерь

действительный тепловой коэффициент ~A всегда меньше ~o'

Коэффициент обратимости циклов АХМ определяется с по­

мощью 'отношения

1106 = ~/~o'

Следует отметить, что совмещение раздельных прямого и об­

ратного циклов и образование тем самым единой термодинами­

ческой системы АХМ неизбежно ПРИВQДЯТ к ряду необратимых

потерь, вызванных условиями совмещения циклов.

Совмещенные циклы осуществляются без паровой турбины и

компрессора, что исключает потери, возникающие при передаче

работы от турбины к компрессору. Для достижения условий ис­

ключения паровой турбины и компрессора необходимо обеспе­ чить равенства: давлений в генераторе и абсорбере АХМ соответ­

ствующим давлениям в конденсаторе и испарителе парокомпрес­

сорной холодильной машины; концентраций раствора в холо­

дильном цикле и пара, поступающего в турбину; состояний пара

перед турбиной и на выходе из компрессора. Выполнение усло­ вий совмещения циклов в АХМ приводит К тому, что прямой

цикл паровой машины должен осуществляться в интервале дав­

лений обратного цикла парокомпрессорной холодильной маши­

ны. Поэтому прямой цикл имеет низкое значение термического

КПД. Последнее приводит к тому, что тепловой коэффициент

системы совмещенных в АХМ циклов часто оказывается ниже теплового коэффициента системы с раздельными циклами. Кроме

указанных ограничений отрицательное влияние на эффектив­

ность любого типа АХМ оказывают: неполнота выпаривания P~T­

вора в генераторе и неполнота насыщения его в абсорбере из~за

конечных значений времени и поверхностей тепломассоперено­ са в указанных аппаратах; некоторые физико-химические свой­ ства растворов; необходимость ректификации пара в прямом

цикле при использовании растворов с разностью нормальных

температур кипения абсорбента и хладагента меньше 300 ОС;

другие факторы.

Таким образом, внешняя простота АХМ достигается путем

снижения ее энергетической эффективности. Однако примене­

ние АХМ целесообразно тогда, .когда имеется в наличии деше­

вая теплота греющих источников.

В последние годы для повышения эффективности АХМ про­

веден цикл исследований процессов получения холода с использо­

ванием таких растворов, как холинхлорид - вода, монометил­

амин - глицерин, метанол - бромистый литий, хлористый ли­

тий - нитрат лития - вода и др.

Целесообразно проверять эффективность того или иного раст­

вора, поскольку в ряде случаев требуется исключить ректифи­ кацию пара рабочего вещества в генераторе (по сравнению с водо­ аммиачным раствором), увеличить растворимость бинарной сис­ темы хлористый литий - вода, снизить коррозионную актив­ ность водного раствора бромистого лития по отношению к кон­ струкционным материалам АХМ или достичь других показате­

лей. В целом энергетическая эффективность исследованных аль­

тернативных растворов оказалась примерно одинаковой с соот­

ветствующими известными растворами, однако по ряду других

показателей и при определенных условиях они могут быть ре­ комендованы к использованию в АХМ.

Абсорбциоиные БРОМИСТОJlитиевые ХОJlОДИJlьные машины. В настоящее время в промышленности применяют абсорбцион­ ные бромистолитиевые холодильные машины (АБХМ) с одно- и

двухступенчатой генерацией пара рабочего вещества, а также

АБХМ с совмещенным или раздельным тепломассопереносом в

абсорбере. В свою очередь, АБХМ с двухступенчатой генерацией

пара рабочего вещества могут работать по схемам с прямоточ­

ным И параллельным направлением движения раствора и пара

через ступени генераторов низкого и высокого давлений. Их целе­

сообразно применять при температуре греющего источника, превы­

шающей на 50-60 ос температуру, необходимую для осущест­

вления одноступенчатых циклов АБХМ.

Выбирать ту или иную схему, а сщщовательно, и цикл АБХМ

на первоначальном этапе разработки машины или системы ох­

лаждения следует на основе анализа их термодинамической эф­

фективности с учетом конкретных цараметров внешних источ­

ников' теплоты.

Схема и теоретический ЦИКJI АБХМ с одвоступевчатой rеие­ рацией пара рабочего вещества и совмещеввым теrшомассопе­ реиосом в аппаратах. Схема и теоретический цикл АБХМ при­ ведены на рис. 5.10. В качестве теоретического цикла АБХМ

принят цикл при следующих условиях (рис. 5.10,6): отсутству­

ют потери от неполноты насыщения и неполноты выпаривания

раствора при абсорбции пара и кипении раствора в соответству­ ющих аппаратах; в теплообменнике растворов имеет место пол­

ная рекуперация теплоты, т. е. на холодной стороне теплооб­

менника растворов имеет место равенство t 2 = ts; гидравлические

сопротивления, возникающие при прохождении пара из испари­

теля в абсорбер и из генератора в конденсатор, отсутствуют; выс­

шая температура t4 раствора в конце его ки,пения в генераторе

равна температуре th греющего источника; низшая температура

t 2 при абсорбции равна температуре t конденсации пара, кото­

K

рая, в свою очередь, принята равной температуре to•c окружаю­

щей среды; температура t o кипения воды в испарителе равна

температуре ts охлажденного источника; состояние пара, посту­

пающего из генератора АБХМ в конденсатор, определяется при

средней концентрации ~CP и давленииPh раствора при еro кипении.