738
.pdfидет на нагрев насадки регенератора. Такое же количество теплоты подво- |
||||||||||||
дится к рабочему телу в регенераторе во втором такте. Этот теплоперенос |
||||||||||||
идет внутри системы, он не влияет на термический КПД. |
|
|
||||||||||
|
Так как v1 = v4 |
и v2 = v3 , то термический КПД идеального цикла дви- |
||||||||||
гателя Стирлинга будет равен: |
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
t 1 |
T2 |
|
|
(5.8) |
|
|
|
|
|
|
|
|
T3 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Анализ выражения (5.8) аналогичен анализу термического КПД цикла |
||||||||||||
Карно. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Для |
сравнения |
КПД |
на |
t |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
||||||||
рис.5.14 |
приведены |
|
t |
циклов: |
40 |
|
1 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Стирлинга (кривая 1), дизельного |
|
|
|
|
|
|||||||
двигателя (кривая 2) и карбюра- |
30 |
|
|
|
|
|||||||
торного двигателя (кривая 3) |
|
|
|
2 |
|
|
||||||
|
Если осуществить процессы |
20 |
|
3 |
|
|
||||||
цикла в обратном порядке, то теп- |
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
ловая |
машина |
Стирлинга |
будет |
10 |
|
|
|
|
||||
отнимать теплоту от охладителя и |
|
|
|
|
|
|||||||
передавать ее нагревателю за счет |
1 |
|
3 |
10 |
20 Ne, кВт |
|||||||
затраты энергии на сжатие газа. |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||
Помещая теплообменник с нагре- |
|
|
Рис.5.14 |
|
||||||||
вателем в отапливаемом |
|
помещении, а с охладителем – |
в охлаждаемом, |
|||||||||
можно “получать” одновременно и тепло, и холод. |
|
|
|
5.6. Циклы компрессоров
5.6.1. Способы получения высоких давлений газов Сжатые газы широко используются в сельскохозяйственном производ-
стве как в качестве энергоносителей, так и рабочего тела в различных технологических процессах. Машины для создания давления и подачи газа потребителю называют в е н т и л я т о р а м и, в о з д у х о д у в к а м и, к о- м п р е с с о р а м и. Компрессоры создают избыточное давление от 0,15 МПа
.и более; нагнетатели и насосы – от 0.02 до 0.2 МПа; вентиляторы повышают давление газов до 0,02 МПа.
По принципу действия компрессоры делятся на две группы: о б ъ е м н ы е и д и н а м и ч е с к и е .
Вобъемных компрессорах повышение давления достигается сжатием газа путем сближения ограничивающих его стенок. Объемные компрессоры подразделяются на поршневые, ротационные, винтовые и мембранные.
Вдинамических компрессорах газу первоначально сообщается некоторая кинетическая энергия, которая затем в специальных каналах (диффузорах) преобразуется в потенциальную энергию давления. Динамические компрессоры компрессоры подразделяются на лопаточные и струйные.
91
На рис. 5.15 представлена схема поршневого одноступенчатого охлаждаемого компрессора. В цилиндре 1 поршень 2 перемещается кривошипношатунным механизмом При движении поршня слева направо открывается впускной клапан 3 и цилиндр заполняется газом. При обратном движении поршня впускной клапан закрывается, объем газа в цилиндре уменьшается, а давление увеличивается.
Давление на выходе из компрессора устанавливается регулировкой выпускного клапана 4. При открытии последнего газ выталкивается поршнем из цилиндра и подается потребителю с давлением нагнетания. С целью снижения энер-
Рис. 5.15 гии, затрачиваемой на сжатие газа, цилиндр охлаждается теплоносителем 5.
Схема ротационного компрессора показана на рис.5.16. В корпусе 1 эксцентрично расположен ротор 3, в пазах которого свободно скользят пластины 2. При вращении ротора под действием центробежных сил пластины плотно прижимаются к корпусу, препятствуя перетеканию газа из
|
одной полости в другую. Попавшая между |
|
|
пластинами порция газа по ходу вращения |
|
|
ротора уменьшается в объеме, за счет чего |
|
|
и повышается давление. |
|
|
На рис. 5.17 представлена схема вин- |
|
|
тового компрессора. В корпусе 3 на под- |
|
|
шипниках 1 |
и 4 установлены два ротора: |
Рис. 5.16 |
ведущий 7 |
и ведомый 6. Для предотвра |
Рис. 5.17
щения утечки газов по валам роторов установлены специальные уплотнения 2. Синхронное вращение роторов обеспечивается шестернями связи 5. В корпусе имеются патрубки для всасывания и нагнетания газа с окнами против торцов роторов. По мере того как роторы делают один оборот, всасывающее окно перекрывается зубьями, а поступившая порция газа, перемещаясь вдоль роторов. Зубья ведущего ротора входят в соответствующие углубления
92
в ведомом роторе, в результате чего объем газа уменьшается, а давление увеличивается. К противоположному торцу роторов газ поступает в сжатом состоянии и выталкивается в нагнетательное окно.
Схемы лопаточных компрессоров приведены на рис 5.18 и рис. 5.19 В корпусе 1 центробежного компрессора (см. рис.5.18) вращается диск 2, выполненный с рабочими лопатками в виде каналов 3. Газ, поступивший в
Рис. 5.18 |
Рис. 5.19 |
межлопаточные каналы, отбрасывается центробежными силами к периферии
ипопадает в диффузоры 4, лопатки которых укреплены в корпусе. В диффузорах происходит преобразование кинетической энергии газа в потенциальную энергию давления. Через нагнетательный патрубок сжатый газ поступает потребителю.
Восевом компрессоре (см. рис.5.19) направление движения газа совпадает с осью ротора. Рабочие лопатки компрессора 1 закреплены в кольцевых проточках ротора 6, образуя форму дисков. Осевое расстояние между дисками обеспечивает размещение в корпусе 5 лопаток 2 спрямляющего аппарата, выполняющего роль диффузора. Канал, образованный лопатками одного диска и последующего за ним спрямляющего аппарата, называют с т у-п е н ь ю компрессора. Спрямляющие лопатки первого ряда 3
иконффузор 4 обеспечивают осевое направление входящего в компрессор воздуха. При вращении ротора кинетическая энергия газа в каналах между рабочими лопатками становится существенной. Газовый поток, проходя далее диффузор 7, преобразует. кинетическую энергию в энергию сил давления. Давление
на выходе из компрессора в основном определяется количеством ступеней.
Кпоказателям компрессорных машин относят:
-тип компрессора;
-число ступеней, z;
- степень повышения давления в компрессоре, |
pвых |
; |
|
||
|
p вх |
93
- подачу компрессора, V м3/с .
Под объемной подачей понимают количество кубических метров газа, выходящего из компрессора в единицу времени и приведенного к давлению и температуре на входе в компрессор.
На рис. 5.20 показаны поля применимости компрессоров
Ризб, МПа
61,8
3,9
1,2
0,2
0,1
|
|
|
|
|
|
Пошневые |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
оппозитные |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
компрессоы |
|
|
|
|
||
|
Поршневые компрессоры |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Поршневые |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
и винтовые |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
компрессоры |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Шестяренчатые |
|
|
|
Центробежные |
|||||||
|
компрессоры |
|
|
|
нагнетатели |
|||||||
|
|
|
|
|||||||||
0,02 |
0,08 |
0,17 |
0,42 |
0,63 |
1,67 |
Рис. 5.20
|
|
Центробежные |
|
|
||
|
|
|
компрессоры |
|
|
|
|
|
|
|
Осевые компрессоры |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
16,6 |
50,0 |
V , |
м3 |
|||
|
|
|
|
|
с |
5.6.2.Поршневой компрессор и его показатели
Водноступенчатом поршневом компрессоре (ОПК) зависимость давления газа внутри цилиндра от занимаемого им объема определяют опытным путем с помощью прибора, именуемого и н д и к а т о р о м. Подобную зависимость, например, изображенную на рис. 5.21, называют и н д и к а т о р-
н о й д и а г р а м м о й или действительным циклом ОПК. Рассмотрим процессы этого цикла.
4-1 – процесс наполнения цилиндра «свежей» порцией газа. Этот процесс не является термодинамическим, так как он осуществляется с нарастанием массы газа, практически с неизменной температурой и переменным давлением;
1-2 – процесс повышения давления. В этом процессе на начальном этапе к газу от стенок цилиндра подводится тепло, а в конце сжатия, наоборот, газ нагревает стенки. Данный процесс необратим;
2-3 – процесс нагнетания. Он протекает с изменением массы газа,
94
с забросом давления |
для открытия вы- |
|
|
|
|
|
|
|||||
пускного клапана |
и |
неизменной темпе- |
p |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
ратурой. Этот процесс тоже далек от тер- |
|
3 |
o 2 |
|
|
|
||||||
p2 |
o |
|
|
|
||||||||
модинамического; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
3-4 – процесс расширения газа, |
|
|
|
|
|
|
|||||
оставшегося в цилиндре после закрытия. |
|
|
|
|
|
|
||||||
Этому процессу присущи как подвод, так |
|
|
|
|
|
|
||||||
и отвод тепла. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
В реальном поршневом компрессоре |
p1 |
|
o |
|
|
o 1 |
|||||
при нагнетании не весь газ покидает ци- |
|
|
|
|||||||||
|
|
4 |
|
|
|
|||||||
линдр. Часть |
его |
остается в |
объеме так |
|
|
|
|
|
||||
|
|
V` |
|
Vвс |
V |
|||||||
называемого |
в р е д н о г о пространства |
|
Vo |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
V0 |
(объем между крышкой цилиндра и |
|
|
|
|
Vp |
|
|||||
крайним левым положением поршня). |
|
|
|
|
|
|
||||||
При движении поршня слева |
направо |
|
|
|
|
|
|
|||||
оставшийся в цилиндре газ расширяется, |
|
|
|
Рис. 5.21 |
|
|||||||
занимая объем V4 . Объем новой всасываемой порции газа будет равен толь- |
||||||||||||
ко разности: |
Vвс = V1 – V4. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
К показателям поршневого компрессора, кроме степени повышения |
|||||||||||
давления |
и объемной подачи V , относят: |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
– величину рабочего объема цилиндра Vp, м3; |
|
|
|
||||||||
|
– относительную величину вредного объема |
а V0 ; |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
V p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Vвс |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
– коэффициент объемной подачи |
V |
|
|
n |
|
|
|||||
|
Vp |
1 a |
|
1 . |
|
|||||||
|
|
|
|
a и |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С увеличением |
объемная подача поршневого компрессора |
||||||||||
уменьшается, что наглядно демонстрируется |
рисунками 5.22 и 5.23. |
p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3` |
3 `` 3 ``` |
o |
2 |
|
|
|
||
p2 |
o |
o |
o |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p1 |
|
|
|
o |
o |
o |
4 ``` |
o |
1 |
|
|
|
|
4` 4 `` |
|
||||
|
Vo ` |
|
|
|
|
|
V ``` вс |
|
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Vo `` |
|
|
|
|
V ``вс |
|
|
|
|
Vo ``` |
|
|
|
V `вс |
|
|
||
|
|
|
|
Рис.5.22 |
|
|
|
p |
|
|
|
|
|
pпред |
o |
2 ``` |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 ``o |
o |
2 `` |
|
|
|
3`o |
|
|
o 2` |
|
p1 |
|
o |
|
o |
o 1 |
|
|
|
4` |
4 `` |
|
|
Vo |
|
|
V ``вс |
V |
|
|
V`вс |
|||
|
|
|
|
||
|
Рис. 5.23 |
|
|
||
|
|
|
|
|
95 |
Величина вредного пространства ограничивает и давление нагнетания ОПК. Так при λ = 0 значение пред определяется по выражению:
|
|
|
1 |
n |
пред |
1 |
|
|
. |
|
||||
|
|
|
a |
Степень повышения давления у реальных компрессоров лимитируется не только относительной величиной вредного пространства, но и температурой газа в конце сжатия T2, которая не должна превышать температур самовоспламенения смазки. В одноступенчатом компрессоре с учетом реальных зна-
чений a , V и T2 можно получить |
к |
3,75… 4,25. В современных порш- |
невых компрессорах a = 0,025…0,045 и |
V = 0,75…090. |
Для оценки совершенства реального компрессора проводят анализ его идеального цикла.
5.6.3. Идеальный цикл одноступенчатого поршневого компрессора
Заменим реальный цикл компрессора идеальным, для чего примем допущения:
–вредное пространство в компрессоре отсутствует;
–процессы всасывания и нагнетания, протекающие с изменением массы газа, считаем термодинамическими;
–тепловые и механические потери отсутствуют.
. На рис. 5.24 идеальный цикл ОПК изображен в pV-координатах , а на рис.5.25, – в Ts – координатах.
p |
|
|
|
|
|
T |
|
|
|
st |
2``` |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
o |
||||
|
3 |
2 |
2` 2`` |
2``` |
|
|
|
|
on |
2`` |
||
|
|
|
|
|
c |
|
o |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
|
2` |
o |
|
o |
o o |
o |
n>к |
|
|
|
|
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
o |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
n=к |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
n<к |
|
|
|
|
|
o |
|
|
|
|
|
|
|
|
st |
3 |
o |
o |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
n |
|
||||
|
|
|
|
|
|
o |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
n=1 |
c |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
P |
|
|
|
|
|
|
o |
|
|
|
|
o 1 |
|
|
|
o |
|
|
|
4 |
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. 5.24 |
|
|
|
|
|
Рис. 5.25 |
|
|
|
|
|
|
n |
s |
t |
|
|
|
|
o |
|
||
|
|
|
c |
|
|
||
|
|
= |
|
|
|
||
|
1 |
|
|
|
|
||
P |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
s
В принципе, процесс сжатия может быть изотермическим (1-2), адиабатным (1-2) или политропным с n< к (1-2 ) и n > к (1-2```). Процесс нагнетания сжатого газа (2-3) осуществляется изобарно. Процесс (3-4) – условный, соответствует падению давления в цилиндре без вредного пространства при изменении направления движения поршня. Всасывание изображено процес-
сом 4-1.
96
Из рис. 5.24 следует, что минимальная работа, затраченная на сжатие газа за один цикл будет при изотермическом процессе (наименьшая площадь цикла 4-1-2-3-4). Однако, изотермическое сжатие газа в поршневых комрессорах нереально. Если в процессе сжатия от газа отводить теплоту, допустим через стенки цилиндра, то работа сжатия будет несколько больше, чем при изотермическом процессе, но меньше, чем при адиабатном. Отсюда в реальных компрессора показатель политропы сжатия находится в пределах
1< n < к.
Значение работы цикла получим интегрирование функции V=f(p) для политропного процесса, т.е.
|
n |
|
|
p |
|
|
|
|
|
|
2 |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
L |
|
|
p V |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
1 1 |
|
|
|
|
|
n 1 |
|
|
p1 |
|
||
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n 1
n
1 . (5.9)
Анализ выражения (5.9) показывает, что при неизменных |
p1 и V1 пот- |
ребляемая работа будет тем больше, чем больше значения p2 |
и n . |
5.6.4. Идеальный цикл многоступенчатого компрессора
Как было сказано выше, существует предел степени повышения давления в одной ступени поршневого компрессора. Для получения газа высокого давления применяются многоступенчатые компрессоры, в которых сжатие осуществляется последовательно в нескольких цилиндрах (ступенях) с охлаждением сжимаемого газа после каждой ступени.
Принципиальная схема двухступенчатого компрессора приведена на рис.5.26, а его идеальный цикл в pV – координатах – на рис.5.27.
II ступень
Холодильник
I ступень
Рис. 5.26
p |
|
|
|
6 |
5 |
4 |
4 I |
p3 |
|
|
|
d |
|
|
|
p2 |
|
|
2 |
|
|
|
3 |
0 |
|
|
1 |
p1 |
|
|
|
|
|
|
V |
|
|
|
Рис. 5.27 |
Здесь процессы сжатия газа по ступеням изображены политропами 1-2 и 3-4. Изобара 2-3 характеризует уменьшение объема газа в процессах его охлаждения между ступенями компрессора. Ступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением приближает рабочий процесс компрессора к наиболее экономичному изотермическому процессу.
97
Вся работа, затраченная на привод двухступенчатого компрессора при политропном сжатии газа в каждой ступени, определяется площадью цикла 1-2-3-4-6-0-1. Если процесс сжатия осуществить по политропному процессу в одной ступени до давления p4, то затраченная работа будет больше, чем у двухступенчатого компрессора на величину, эквивалентную площади
2-3-4-4′-2.
Таким образом, многоступенчатое сжатие уменьшает расход энергии на привод компрессора, повышает коэффициент объемной подачи и позволяет получить высокие степени повышения давления.
На примере анализа двухступенчатого компрессора определим, при каком распределении величины между ступенями работа цикла будет минимальной. Запишем выражение (5.9) для двухступенчатого компрессора:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n 1 |
|
|
|
|
|
|
n 1 |
|
|||
|
n |
|
|
|
p |
2 |
|
n |
|
|
|
|
p |
4 |
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
L |
|
|
mR T |
|
|
|
|
1 |
T |
|
|
|
|
|
|
1 |
. |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
n 1 |
|
|
|
p1 |
|
|
p3 |
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначим давление p2 = p3 = px и, полагая, что в результате охлаждения газа между ступенями имеет T3 = T1 , получим:
|
|
|
|
|
|
|
|
n 1 |
p |
|
n 1 |
|
|
|||
|
n |
|
|
p |
x |
|
n |
|
n |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
||
L |
|
|
mRT |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
n 1 |
|
|
p1 |
px |
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Чтобы определить, при каком рx |
работа на сжатие будет минимальна, |
||||||||||||||||||
необходимо приравнять к нулю первую производную L по px , т.е. |
L |
0 : |
|||||||||||||||||
|
|||||||||||||||||||
px |
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
n 1 |
p |
|
|
n 1 |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
p |
x |
n |
4 |
n |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
0 |
. |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
p x |
|
p1 |
p x |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
В результате получим px2 = p1· p4, откуда
px p4 . p1 p x
Следовательно, для двухступенчатого компрессора наименьшая затрата работы будет в случае, когда степень повышения давления в каждой ступени одинакова. Это утверждение для многоступенчатого компрессора записывается выражением:
1 2 ... n const.
Так как степень повышения давления в компрессоре к равна произведению cm , то
|
|
|
|
ст z к , |
(5.10) |
где z – число ступеней компрессора.
98
При заданном значении к число ступеней определяют по выражению:
z |
ln |
к |
(5.11) |
|
ln ст |
||||
|
|
С учетом соотношения (5.9) работа для многоступенчатого компрессора при сжатии газа массой m кг может быть вычислена по формуле:
|
|
|
|
|
|
|
n |
|
|
p |
|
|
|
|
|
|
вых |
L zm |
|
|
RT |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
1 |
|
|
|
n 1 |
|
|
pвх |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n 1
zn
1 . (5.12)
5.7. Циклы холодильных машин
5.7.1. Способы получения низких температур
В жилых и коммунально-бытовых помещениях, в сельскохозяйственных сооружениях, при технологических процессах переработки и хранения продукции сельскохозяйственного производства и т.п. порой возникает необходимость иметь температуры более низкие, чем окружающая среда. Снизить температуру в помещении или какого-нибудь объекта можно естественным путем. В этом случае надо создать условия для самопроизвольного процесса переноса тепла к телу с более низкой температурой. Такими телами, например, являются: лед (вода в твердом состоянии), сухой лед (твердое состояние двуокиси углерода) и др. В настоящее время низкие температуры в основном создаются искусственным путем с затратой энергии.
Машина, осуществляющая искусственное охлаждение с помощью подводимой энергии, называется х о л о д и л ь н о й м а ш и н о й.
В холодильных машинах осуществляется переход теплоты от тел, менее нагретых, к телам, более нагретым в результате осуществления обратно-
го цикла. Схематично это представлено рисунком |
5.28 Теплота от охлажда- |
|||||||
емого тела с температурой TХ передается |
|
|
|
|
||||
в окружающую |
среду, |
имеющую темпера- |
|
T`рт |
T``рт |
|
||
туру ТГ, в два этапа. |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|||
Первый |
этап – |
самопроизвольный |
|
|
|
TГ |
||
процесс перехода теплоты от охлаждаемо- |
|
Рабочее |
а |
|||||
|
|
|
|
|
|
тело |
|
|
го тела к рабочему. Он возможен в случае, |
|
q1 |
д |
|||||
l0 |
|
е |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
если температура рабочего тела |
будет |
|
|
рс |
||||
|
|
|
||||||
меньше, т.е. T`рm< Tx. Уменьшение темпе- |
|
|
|
яа |
||||
|
q2 |
|
щю |
|||||
ратуры рабочего |
тела |
возможно |
при его |
|
Tх |
|||
|
|
|
|
|
|
|
а |
|
дросселировании, |
при адиабатном расши- |
|
|
|
жу |
|||
рении, при движении газа в вихревой трубе. |
|
Охлаждаемое |
р |
|||||
|
к |
|||||||
|
тело |
|
О |
|||||
Второй этап – отвод теплоты от ра- |
|
|
||||||
|
|
|
|
|||||
бочего тела в окружающую среду. |
|
|
|
|
|
99
Для того, чтобы этот процесс протекал самопроизвольно необходимо иметь температуру рабочего тела Т`рm > TГ. Для повышения уровня температуры с T`pm до T``pm между первым и вторым этапом к рабочему телу необходимо подвести энергию, например, в форме работы l0.
Таким образом, для самопроизвольного процесса переноса тепла от охлаждаемого тела в окружающую среду, рабочее тело за счет постороннего источника должно периодически изменять свою температуру в преде-
лах от T`pm до T``pm .
. Энергетическая эффективность циклов холодильных установок характе-
ризуется х о л о д и л ь н ы м к о э ф ф и ц и е н т о м |
: |
||
|
q2 |
(5.13) |
|
l0 |
|
Его величина показывает, какое количество теплоты отводится от охлаждаемого тела при затрате единицы работы. В отличие от коэффициента полезного действия тепловых двигателей, показывает эффективность использования подведенной энергии в обратном цикле. Так как подведенная энергия может быть больше или меньше отведенной теплоты от охлаждаемого тела, холодильный коэффициент может иметь значения больше или меньше единицы.
В зависимости от температуры, которая должна быть достигнута при охлаждении, различают холодильные установки умеренного холода, охватывающие область температур до 70 оС и установки глубокого холода, с областью температур до 200 оС и ниже. Последние обычно используются для сжижения воздуха и других газов.
Наиболее распространенными холодильными машинами являются паровые компрессорные, абсорбционные, воздушные компрессорные.
5.7.2. Цикл паровой компрессорной холодильной машины
Рабочим телом (х л а д а г е н т о м) паровых компрессорных холодильных машин являются пары различных веществ: аммиака, углекислоты, сернистого ангидрида, фреонов*. Более полная информация о хладагентах дана в работе [8]. В таблице 5.2 приведены данные некоторых хладагентов, а в табл. 7 Приложения – теплофизические свойства широго используемого хладагента – фреона – 22. Удельная холодильная мощность таких веществ высокая, что позволяет выполнять холодильные машины компактными и удобными в эксплуатации. Особенностью циклов данных холодильных машин является то, что подвод тепла к холодильному агенту протекает в процессе его кипения, а отвод – в основном в процессе конденсации.
* Фреоны - фторхлорпроизводные углеводородов. |
Так фреон -142 (международный |
индекс R- 142) имеет химическую формулу C2H3F2Cl. |
. |
100 |
|