CC BY
25
УДК 621.577
Н.И. Радченко, Д.В. Коновалов
Национальный университет кораблестроения им. адмирала Макарова, Украина
ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТЬ ТРАНСФОРМАЦИИ ХОЛОДИЛЬНОГО ПАРОКОМПРЕССИОННОГО ЦИКЛА В ТЕПЛОИСПОЛЬЗУЮЩИЙ НА ОСНОВЕ ГАЗОДИНАМИЧЕСКОГО ЭФФЕКТА
Проанализирована возможность повышения эффективности парокомпрессорных холодильных машин за счет сокращения работы сжатия путем увеличения давления в рабочем цикле с помощью термопрессора. При этом использован газодинамический эффект, состоящий в повышении давления парового потока в результате испарения мелкодисперсной жидкости, впрыскиваемой в перегретый паровой поток, предварительно ускоренный до скорости, близкой скорости звука. В случае недостаточного перегрева парового потока его температура может быть повышена путем подвода теплоты от внешних источников, например сбросной теплоты.
Парокомпрессорная холодильная машина, термопрессия, пар, ускорение, скорость звука, впрыск жидкости, испарение.
1. Анализ проблемы и постановка цели исследования
Снижение температуры кипения хладагента ?0 приводит к увеличению степени повышения давления (степени сжатия) в компрессоре [1,2] и снижению коэффициента подачи одноступенчатого компрессора. Так, например, при степени сжатия п = 25 коэффициент подачи примерно равен нулю, с другой стороны двухступенчатое сжатие в компрессорах со степенью повышения давления п = 5 позволяет получить общий коэффициент подачи X = 0,5.
Снятие перегрева после компрессора ступени низкого давления значительно снижает температуру после сжатия в компрессоре, уменьшает работу цикла и при этом растет холодильный коэффициент. К тому же снижение температуры за компрессором низкого давления улучшает смазку компрессора и позволяет исключить водяное охлаждение цилиндров [2, 3].
Переход от одноступенчатого сжатия в холодильном цикле к двухступенчатому позволяет снизить температуру за ступенью низкого давления и увеличить холодильный коэффициент е. Для аммиачных холодильных машин увеличение е составляет 15...20% [2].
При двухступенчатом сжатии расход электроэнергии всегда меньше, чем при одноступенчатом, однако, установки, работающие по такому циклу дороже в изготовлении и сложнее в экс-
плуатации. Поэтому переход к двухступенчатому сжатию целесообразен при п >9, когда экономия электроэнергии превышает затраты на более сложную установку [1—3].
В настоящее время на судах рыбопромыслового флота получили распространение двухступенчатые парокомпрессорных холодильные машины с полным промежуточным охлаждением пара в промежуточном сосуде [2, 3]. В таких установках пар за ступенью компрессора низкого давления охлаждается забортной водой в промежуточном охладителе.
Перспективным является замена промежуточного охладителя на струйный аппарат на основе газодинамического эффекта. Такой аппарат получил название термопрессора. Эффект термо-прессии заключается в повышении давления и значительном снижении температуры при впрыске жидкости в поток газа (пара), движущегося с околозвуковой скоростью. В работах [4—6] рассматривалось использование газодинамического эффекта для целей охлаждения отходящих газов двигателей. Известны также работы, посвященные высокоскоростному охлаждению в двухступенчатых холодильных машинах [7, 8]. Однако, применение этого эффекта для увеличения давления с целью снижения затрат работы в компрессорах холодильных машин ранее не рассматривалось.
В работах [4, 5] показано, что чем больше снижение температуры перегретого пара имеет мес-
© Н.И. Радченко, Д.В. Коновалов, 2008 - 22 -
то в термопрессоре, тем больше повышение давления и такое повышение может достигать 20% [4].
В то же время на судах имеют место значительные потери теплоты в дизельных энергетических установках: температура уходящих после утилизационных котлов — около 180 °С; наддувочного воздуха — 140...220 °С в зависимости от степени повышения давления наддувочного агрегата; охлаждающей цилиндры двигателя воды
— 90.120 °С [9, 10].
Применение дополнительного перегрева пара за ступенью низкого давления за счет теплоты вторичных энергетических ресурсов дизельных установок с последующим полным его снятием в термопрессоре может повысить давление пара за ступенью низкого давления и исключить из схемы установки холодильной машины промежуточный охладитель. Дополнительное повышение давления позволит уменьшить работу компрессора, а значит дополнительно увеличить энергетическую эффективность холодильного цикла
— холодильный коэффициент е.
Таким образом, целью данного исследования является оценка целесообразности перехода на теплоиспользующий холодильный цикл на основе газодинамического эффекта.
2. Анализ результатов исследования
Очевидно, что термопрессор целесообразно устанавливать сразу за ступенью низкого давления, вместо промежуточного водяного охладителя. Перегрев пара за компрессором здесь составляет порядка 100 °С для холодильных машин, работающих на аммиаке [2]. Применение дополнительного перегрева от вторичных энергоресурсов (ВЭР), например судовых энергетических установок, позволит поднять температуру перегрева пара за компрессором до 150 °С. Принципиальная схема и цикл такой установки приведены на рис. 1.
Рис.1. Принципиальная схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с комбинированным использованием термопрессора: СВД — ступень высокого давления; СНД — ступень низкого давления; Кн — конденсатор; РК1, РК2 — регулирующие клапаны первой и второй ступени; ПС — промежуточный сосуд; И — испаритель; ТП — термопрессор; ПП — пароперегреватель
Установка работает следующим образом: выходящая из конденсатора Кн жидкость разделяется на два потока: первый поступает в змеевик промежуточного сосуда ПС и переохлаждается (процесс 6—8); второй дросселируется (процесс 6—7') в РК1 до промежуточного давления Рпр, и парожидкостная смесь поступает в ПС. Переохлажденный хладагент дросселируется (процесс 8— 9) в РК2, кипит и перегревается в испарителе И (процесс 9—1) и адиабатно (процесс 1—2) сжимается в компрессоре СНД. Далее в традиционных двухступенчатых холодильных машинах пар охлаждается в промежуточном охладителе ПО (процесс 2—3) забортной водой до температуры, равной температуре конденсации и затем поступает в ПС, где охлаждается до промежуточной температуры 7 (процесс 4—3) за счет выкипания части жидкости, поступившей через РК1. Применение термопрессора ТП позволяет исключить из схемы ПО. Однако для дополнительного увеличения давления необходимо обеспечить больший перегрев пара после СНД. Этого возможно достичь за счет включения после СНД и перед ТП пароперегревателя ПП (процесс 2—2'), в котором используется теплота ВЭР энергетической установки. После ПП пар охлаждается в термо-прессоре ТП до температуры насыщения. Охлаждение осуществляется за счет впрыскивания в рабочую камеру термопрессора жидкости после конденсатора. Охлаждение характеризуется значительным повышением давления пара (процесс 2'—4'). Компрессор СВД отсасывает из ПС пар, адиабатно сжимает его (процесс 4'—5') и подает в конденсатор, где хладагент конденсируется и переохлаждается (процесс 5'—6).
а
Энергетическая эффективность двухступенчатого цикла определяется холодильным коэффициентом:
е =
Qo
Nснд + Nсвд где Qo — холодопроизводительность, кВт;
o
N
N ä — мощности компрессоров
СНД' СВД
ступени низкого и высокого давлений, кВт.
Расчет работы термопрессора осуществлялся согласно методикам, приведенным в [5, 11, 12], температура конденсации хладагента (аммиак) принималась равной 35 °С, а относительная длина рабочей камеры Ь/Б = 3.
Анализ работы установки (рис.2) при температурах кипения в испарителе ^ = -40; -35; -30 оС, показывает, что при перегреве после компрессора СНД А?пер = 120...150 °С, характерном для аммиачных машин, уменьшение мощности привода компрессора составит АN = 4...10%, с соответствующим увеличением е на 3...6%.
-30 "с
-35 "С
' г = -40 "С
so а
I* Af.„
AN 7 %
-зо "с
-35 Т/""
= -40 'С
0,05
0,10
0,15
0,20
Рис. 2. Зависимости уменьшения мощности компрессора СНД АN от снимаемого перегрева А^пер и доли впрыскиваемой жидкости g при различных температурах кипения в испарителе ^
Наблюдается, что чем выше температура кипения в испарителе, тем больше уменьшение АМ. Так, при ?0 = -30 °С увеличение АМ составит 8%, а при ¿0 = -40 °С — 4%, что в два раза меньше. Расход жидкости на впрыскивание при этом составляет g =18...25%.
Выводы
1. Применение термопрессора и дополнительного перегревателя пара вместо промежуточного охладителя в двухступенчатой холодильной машине обеспечивает снижение мощности привода компрессора СНД на 4...10%.
2. Применение термопрессора для повышения давления после компрессора снд целесообразно при больших перегревах пара хладагента
ДЦр > 120 ос.
3. Предложено схемное решение использования теплоты ВЭР в парокомпрессорной холодильной машине с целью повышения ее энергетической эффективности.
Литература
1. Захаров Ю.В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные машины. — СПб.: Судостроение, 1994. - 504 с.
2. Судовые холодильные установки / под ред. Ю.В.Захарова. — Л.: Судостроение, 1986 — 256 с.
3. Загоруйко В.А., Голиков A.A. Судовая холодильная техника. - К.: Наукова думка, 2000. - 608 с.
4. Ерофеев В.Л. Экспериментальное исследование термопрессора //Тр. ленинградского ин-та водного транспорта. Судовые энергетические установки и техническая эксплуатация флота. — 1974. — вып. 147. — с. 25—30.
5. Степанов И.Р., Чудинов В.И. Некоторые задачи движения газа и жидкости в каналах и трубопроводах энергоустановок. Л.: Наука, 1977. — 200 с.
6. Spoonley P. Technological and social changes into the third millennium and the impact on réfrigération // International Journal of refrigeration. — 2001. — No. 7, Vol. 24. — P. 593—602.
7. Живица В.И. Промежуточные охладители с термопрессором для двухступенчатых аммиачных холодильных установок // Холодильная техника.— 2002.- № 5.- С.18-20.
8. Живица В.И. Интенсификация процессов в контактных охладителях аммиачных холодильных установок // Холодильная техника и технология. — 2002.- № 2 (76).- С. 24-28.
9. Коршунов Л.П. Утилизация тепла на судах флота рыбной промышленности. — М.: Легкая и пищевая промышленность, 1983. — 232 с.
10. Артемов Г.А., Горбов В.М. Суднов1 енерге-тичш установки. — Микола!в: УДМТУ, 2002. — 356 с.
11. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты — М.: Энергия, 1970. — 288 с.
12. Вулис Л.А. Термодинамика газовых потоков. — М.:Л.: Госэнергоиздат, 1950. — 304 с.
Поступила в редакцию 01.06.08
Рецензент: д-р техн. наук, проф. Живица В.И., Одесская государственная академия холода.
Проанал1зовано можливктъ тдвищення ефективностi парокомпресорних холодильник машин за рахунок скорочення роботи стискання шляхом збыъшення тиску в робочому циKAi за допомогою термопресора. При цъому застосовано газодинамiчний ефект, який полягае в тдвищент тиску парового потоку в резулътатi випаровування дрiбнодисперсноi рiдини, упорскуваног в перегртий паровий потк, попереднъо прискорений до швидкостi, близъког швидкостi звуку. Уразi недостатнъого перегрiву парового потоку його температура може бути тдвищена шляхом тдведення теплоти вiд зовнштх джерел, наприклад скидног теплоти.
The possibility of increasing the efficiency of vapour compression refrigeration machine due to reducing the compression work by arising the pressure in the working cycle with the help of thermopressor is analyzed. With this the gas-dynamic effect, consisting in increasing the pressure of vapour stream due to the evaporation of high dispersed liquid, injected into superheated vapour stream, accelerated to the velocity, closed to the sonic value, is employed. In the case of inadequate vapour stream superheating its temperature can be increased by intaking the heat from external sources, for example exhaust heat.
