Компрессорные холодильные машины

 

Нами приведены лишь общие данные о новых компрессорных машинах, необходимые для определения основных размеров холодильных установок и станций, расходов энергии и воды в объеме, необходимом для начальных стадий проектирования СКВ. Принципиальные схемы фреоновых поршневых холодильных машин приведены на рис. 1. Перегретые пары хладагента засасываются из испарителя компрессором и поступают в конденсатор — водяной (рис. 1, а) или воздушный (рис. 1,б).

Рис. 12.10. Принципиальные схемы фреоновых поршневых холодильных машин

а — с конденсатором водяного охлаждения;

б — с конденсатором воздушного охлаждения;

1 — испаритель; 2 — компрессор;

3 — конденсатор водяного или воздушного охлаждения;

4 — запорный вентиль; 5 — ресивер;

6 — фильтр-осушитель; 7 — соленоидный вентиль;

8 — терморегулирующий вентиль;

РД — реле давления; РКС — реле контроля смазки;

Г — газообразный фреон; ж — жидкий фреон; м — масло

Далее жидкий хладагент, пройдя через запорный вентиль 4, из воздушного конденсатора попадает в ресивер, а из водяного — прямо в фильтр–осушитель. Затем через соленоидный вентиль 7 и терморегулирующий вентиль 8 хладагент направляется в испаритель. Режим работы холодильной машины определяется температурами: 1) кипения хладагента t0, которая задается исходя из условий работы СКВ; 2) конденсации tк, принимаемой на 3–4° выше температуры воды, уходящей из конденсаторов; 3) переохлаждения агента tп, принимаемой на 1–2° выше начальной температуры воды, подаваемой в конденсаторы. Сравнение производительно-стей холодильных машин заключается в приведении их к одинаковым условиям, т.е. к одинако вым температурам испарения t0, всасывания tв, конденсации tк, а также к температуре перед регулирующим вентилем tb Вместо четырех сравнительных температур часто пользуются только тремя: t0, tк, tb. Расчет холодильной машины производится с помощью схемы холодильного цикла, который строят на I–lgp диаграмме (рис. 2.).

 

Рис.2. Цикл холодильной машины в энтальпийной I–lgp—диаграмме

1–2 — адиабатическое сжатие;

2–2′ — охлаждение в конденсаторе при tк = const;

2′–3′ — конденсация при tK—const;

3′–3 — переохлаждение хладагента до температуры tn;

3–4 — дросселирование при I = const;

4 — I – кипение хладагента в испарителе при t0 = const и p0

 

На правой пограничной кривой находят точку 1, руководствуясь заданной температурой кипения хладагента t0. Из этой точки проводят адиабату, характеризующую сжатие паров в компрессоре, до пересечения с прямой, характеризующей постоянное давление в конденсаторе рк которое соответствует заданной температуре конденсации хладагента tк. В результате получают точку 2, характеризующую параметры паров хладагента при выходе из компрессора. Процесс в конденсаторе и переохладителе изображают прямой 2–3, которая характеризуется постоянным давлением рк и тремя различными температурами: постоянной температурой конденсации на участке 2′–3′, более высокой температурой паров после компрессора t2 и более низкой температурой при выходе жидкого хладагента из переохладителя t3. Положение точки 3 определяется давлением pк и температурой t3. Из точки 3 проводят вниз вертикальную прямую 3–4, представляющую собой процесс дросселирования в регулирующем вентиле при постоянной энтальпии I3 = I4. Положение точки 4 определяется пересечением прямых I3 и р0. Из схемы процесса находят энтальпии, кДж ⁄ кг, и давления, МПа: в точке 1 — энтальпию I1 давление р1; в точке 2 — энтальпию I2 и давление р2; в точке 3 — энтальпию I3; в точке 3′ — энтальпию I3′; в точке 4 — энтальпию I4. Кроме того, в точке 1 находят удельный объем паров V1 м3 ⁄ кг.

На основании этих данных определяют, кДж ⁄ кг:

удельную холодопроизводительность хладагента

 

q0 = I1 − I4

тепловой эквивалент работы сжатия

 

Al = I2 − I1

 

удельное количество тепла, отданное в конденсаторе и переохладителе,

 

q = I2 − I3

 

в том числе в переохладителе

 

qпх = I3′ − I3

 

Экономичность работы холодильных компрессорных машин характеризуется количеством тепла, отводимого на единицу затраченной работы, — так называемым холодильным коэффициентом

 

εт = (I1 − I4)(I2 − I1)

 

Холодопроизводительность машины, кВт,

 

Q0 = G·q0

 

где G — расход хладагента, кг ⁄ с, циркулирующего в машине.

 

Расход паров хладагента, м3 ⁄ с, которые должны засасываться в компрессор для обеспечения заданной холодопроизводительности,

 

Vд = G·V1

где V1 — удельный расход хладагента при всасывании паров в компрессор, м3 ⁄ кг.

 

Действительный расход хладагента при всасывании, который может подать данный компрессор, определяется объемом, описываемым поршнями Vh, м3 ⁄ с, и коэффициентом подачи λ = Vд ⁄ Vh, являющимся отношением действительного количества паров хладагента Vд, поступающих в компрессор, к теоретическому количеству Vh. Коэффициент λ зависит от конструкции компрессора и находится в сложной зависимости от ряда факторов, но при прочих равных условиях является функцией соотношения давлений в конденсаторе и испарителе:

 

λ = φ·(pк ⁄ p0)

 

При известной величине Я выбор холодильного компрессора следует производить, руководствуясь условием

 

λ·Vh ≥ Vд

 

Тепловая нагрузка, кВт, на конденсатор определяется по формуле

 

Qк = G·qк = G·(I2 − I4)

 

Теоретическая мощность двигателя, кВт, для привода холодильной машины

 

Nтеор = Q0 ⁄ εт

 

холодопроизводительности фреоновых водоохлаждающих машин Q0, кВт, и потребляемой мощности Nэ, кВт, от температуры, °С: tв1 — охлаждающей среды (воды, воздуха) на входе в конденсатор; tв1 — хладоносителя на выходе из испарителя.

Холодопроизводительность компрессорной холодильной машины может быть определена также путем перерасчета номинальной (стандартной) производительности, которая приводится в каталогах, в рабочую производительность, кВт

 

qн.Vн = (I1н − I4) ⁄ V1,0 -

 

удельная объемная холодопроизводительность хладагента при номинальных условиях, кДж ⁄ м3; q0,V0 = (I1н − I4н ⁄ V1н — удельная объемная холодопроизводительность хладагента при рабочих условиях, кДж ⁄ м3; I1н, I1 — энтальпия хладагента в точке 4 (см. рис. 12.11) при номинальных и рабочих условиях, кДж ⁄ кг; I4н, I4 — энтальпия хладагента в точке 4 (см. рис 12.11) при номинальных и рабочих условиях, кДж ⁄ кг.

В настоящее время рекомендуется применять холодильные машины с поршневыми компрессорами при холодопроизводительности до 400 кВт; при производительности 450–1200 кВт следует пользоваться машинами с винтовыми компрессорами, производство которых недавно началось, или поршневыми компрессорами, а при больших нагрузках устраивать холодильные станции с центробежными компрессорами. При потребности в холоде до 350 кВт целесообразно применять децентрализованные компрессорно–конденсаторные фреоновые агрегаты с воздухоохладителями непосредственного испарения производительностью 74–144.5 кВт/

Эти агрегаты имеют конденсаторы водяного охлаждения и выпускаются в готовом виде с электродвигателем, пусковыми устройствами и приборами автоматики. В СКВ их используют по схеме, приведенной на рис. 12.4. Автоматика позволяет поддерживать заданную температуру на выходе воздуха из воздухоохладителя с точностью ±0.1,±0.2°С, и только при резком изменении нагрузки отклонение температуры может достигнуть 1–3°.

Децентрализация холодоснабжения практически вдвое уменьшает капитальные затраты и эксплуатационные расходы за счет снижения потерь холода в трубопроводах и аппаратах, исключения расходов электроэнергии на насосы и снижения мощности, потребляемой компрессором, вследствие повышения температуры кипения хладагента приблизительно на 5°С. Уменьшаются также затраты на амортизацию и ремонт оборудования.

Для центральных и местных СКВ рекомендуется применять водоохлаждающие холодильные машины, состоящие (в полной заводской готовности) из компрессора, испарителя, конденсатора, внутренних коммуникаций, арматуры, электрооборудования и автоматики.