Схемы и циклы установок низкотемпературной техники

 

4.1. Теоретический цикл одноступенчатой

парокомпрессорной холодильной установки

Схема одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки представлена на рис.4.1в, а её цикл –– на рис. 4.1а и 4.1б. Компрессор всасывает перегретый пар, сжимает (процесс 1-2) и подаёт в конденсатор, где пар охлаждается и конденсируется (процесс 2-3-4). Жидкий хладагент переохлаждается в регенеративном теплообменнике (РТО) и дросселируется в терморегулирующем вентиле (процессы 4-5 и 5-6). Полученный влажный пар поступает в испаритель, где кипит, отбирая теплоту q ₀ от охлаждаемого объекта (процессе 6-7). Перед компрессором пар перегревается в РТО (процесс 7-1).

По регенеративному циклу работают судовые холодильные установки и бытовые холодильники. Использование регенеративного теплообмена улучшает характеристики компрессора и повышает безопасность его работы.

Расчет холодильного цикла включает определение параметров хладагента в характерных точках, а также удельной массовой холодопроизводительности q ₀ , удельной работы l _ц, и холодильного коэффициента ε. Исходными данными являются температура окружающей среды (забортной воды) t _н, температура в охлаждаемом помещении (трюме) t _т и род хладагента (R22, R134а и т.д.). Порядок расчёта следующий:

1. Определяют температуры конденсации t _к = t _н+(5…8)ºC и испарения t _о = t _т – (8…16)ºC. По значениям t _к и t _о c помощью таблиц свойств хладагента (диаграммы) определяют давление конденсации р _к и испарения р _о.

2. Определяют температуру жидкого хладагента после переохлаждения в РТО (в точке 5) t ₅ = t _к–5 К. р ₅ = р _к.

3. Через точку 5 проводят линию h = const до пересечения с изобарой р _о в точке 6 (h ₆ = h ₅); на диаграмме lg p, h, линия h = const вертикальна.

4. Определяют положение точки 1 на диаграмме lg p, h по значениям давления р₁ = р_ои энтальпии h₁ = h₇ + (h₄ – h₅).

5. Через точку 1 проводят линию s = const до пересечения с изобарой р _к и получают точку 2 (состояние хладагента после компрессора).

Параметры характерных точек цикла можно определить тремя способами. В соответствии с первым способом все параметры определяют по диаграмме lg p, h. При втором способе параметры всех точек (кроме точки 6) определяют по таблицам свойств хладагента. При третьем способе параметры точек в состоянии насыщения определяют по таблицам, а точек в однофазной области по диаграмме. При использовании таблиц параметры точки 6 рассчитывают на основании значения степени сухости . Параметры t, р, v, h, s всех точек записывают в сводную таблицу.

Затем рассчитывают характеристики цикла q ₀ , l _ц и ε:

q 0 = h 7 – h 6 .

(4.1)

Удельная массовая холодопроизводительность q ₀ и работа компрессора l _ц изображаются на диаграмме lg p, h отрезками, а на диаграмме Т, s –– площадями.

Расчет компрессора сводится к определению секундного объёма, описываемого поршнями, и потребляемой эффективной мощности. Исходные данные: холодопроизводительность установки Q _о, кВт, удельная массовая холодопроизводительность q _о, кДж/кг, удельная теоретическая работа цикла l _ц, кДж/кг, удельный объем пара на входе в компрессор v ₁, м³/кг.

Последовательность расчета компрессора:

1. Определяют массовый расход хладагента G _a = Q ₀/ q ₀, кг/с и теоретический объёмный расход V _T = G _a v ₁, м₃/с.

2. Определяют секундный объём, описываемый поршнями компрессора V _д = V _т/λ_v, где λ_v учитывает объёмные потери. На основании значения V _д по каталогам подбирают компрессор и предусматривают резервный той же марки.

3. Теоретическая мощность двигателя компрессора N _т = G_al _ц кВт. Эффективная мощность двигателя N _э = N _т / η_iη_м, где η_i и η_м – индикаторный и механический к.п.д. компрессора (рассчитываются или принимаются по справочникам).

4.2. Теоретический цикл одноступенчатой

газокомпрессорной холодильной машины

 

В газовых холодильных машинах цикл полностью протекает в области перегретого пара. В качестве рабочего тела в таких машинах часто используется воздух: он доступен.

Вначале рассмотрим простой цикл воздушной холодильной машины и соответствующую схему. Основные элементы машины: компрессор, воздухоохладитель, детандер и охладитель помещения (рис.4.2б). Площадь а-4-1-с (рис.4.2а) соответствует удельной массовой холодопроизводительности q ₀ = h ₁ – h ₄= c_p (t ₁ – t ₄), а площадь а-3-2-с –– удельной теплоте q ₁ = h ₂ – h ₃ = c_p (t ₂ – t ₃), отводимой в окружающую среду. Работа цикла равна l _ц = | l _к| – l _д = | q ₁| – q ₀.

Теплоёмкость c_p воздуха принимают постоянной, и определяют холодильный коэффициент цикла по формуле

.

(4.2)

так как –– последнее равенство этого тождества следует из свойства пропорции.

Если температуры источников теплоты переменны, то теоретический цикл 1-2-3-4 соответствует обратному обратимому циклу Лоренца и имеет коэффициент совершенства η_сов, равный 1. Если же температуры источников постоянны и равны температуре окружающей среды Т _н и температуре помещения Т _т, то образцовым является цикл Карно 1´-2´-3-4´, имеющий такую же холодопроизводительность. Тогда для цикла воздушной холодильной установки η_сов равен отношению работ, то есть площадей 1´-2´-3-4´ и 1-2-3-4, которое меньше 1.

В действительности к.п.д. компрессора и детандера меньше единицы, а работы их по абсолютной величине близки. Потери, увеличивающие работу компрессора и уменьшающие работу детандера, увеличивают действительную работу цикла. В реальной установке разность температур между потоками воздуха при выходе из теплообменных аппаратов больше нуля, а перемещение потоков требует затраты работы. Всё это приводит к уменьшению действительного холодильного коэффициента воздушных холодильных машин.

Для повышения экономичности этих машин в них используют регенеративный теплообмен и дополнительно охлаждают воздух после воздухоохладителя холодным воздухом, выходящим из охлаждаемого помещения (процессы 3-4 и 6-1). При равных холодопроизводительностях и одинаковых температурах Т₅ и Т₆ значения холодильного коэффициента простого и регенеративного теоретических циклов воздушных холодильных машин одинаковы, так как равны работы циклов (изображаемые площадями 1-2-4-5 и 6-2'-3'-5). Однако в простом цикле отношение давлений р ₂/ р ₁ в компрессоре и детандере намного выше, чем в регенеративном. Это приводит к увеличению массы и размеров простых установок. Кроме того, в реальных условиях потери в простом цикле будут выше. Поэтому в действительных воздушных холодильных машинах холодильный коэффициент регенеративного цикла выше, чем простого.

4.3. Теоретические циклы двухступенчатых парокомпрессорныххолодильных установок

 

При переходе к низким температурам испарения либо при повышении температуры конденсации возникают осложнения, ухудшающие работу холодильных машин, а именно:

– увеличивается отношение давлений конденсации и испарения р _к/ р ₀ и разность р _к – р ₀ , что увеличивает объёмные потери в компрессоре и снижает холодопроизводительность;

– ухудшаются энергетические характеристики машины из-за роста потерь при дросселировании и снятии перегрева;

– увеличение отношения р _к/ р ₀ приводит к росту температуры хладагента в конце сжатия, что плохо влияет на работу компрессора из-за ухудшения смазки и возможных деформаций клапанов и поршней и уменьшает моторесурс компрессора.

Эти факторы и часто возникающая необходимость получения холода на разных температурных уровнях обусловили переход к двухступенчатому сжатию при р _к/ р ₀ ≥ 8. Оно улучшает показатели работы холодильной установки и позволяет применить промежуточное охлаждение пара, сжатого в компрессоре низкого давления. Также можно ввести двукратное дросселирование с отводом пара, образующегося при первом дросселировании, в компрессор высокого давления.

При наличии потребителей холода только одного потенциала промежуточное давление определяется из условия р _к/ р _пр = р _пр/ р ₀. Если рабочее тело является идеальным газом и температура всасывания в обеих ступенях одинакова, такой выбор р _пр обеспечивает одинаковую работу ступеней. В реальных условиях работа ступени высокого давления несколько больше, чем ступени низкого давления.

Четыре основные схемы двухступенчатых парокомпрессорных холодильных установок рассматриваются ниже.

4.3.1. Установка с двукратным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением. Схема соответствующей холодильной машины представлена на рис. 4.4в, а цикл –– на рис. 4.4а и 4.4б. В этой установке по сравнению с одноступенчатой уменьшаются потери, связанные со сжатием пара и дросселированием жидкости.

В данной машине имеются компрессоры низкого и высокого давления (КНД и КВД) и промежуточный сосуд. Образующийся в этом сосуде пар поступает во впускной трубопровод КВД, а жидкий хладагент на выходе из промсосуда разделяется. Часть его поступает в испаритель промежуточного давления, испаряется в нем (процесс 8-3), а образовавшийся пар всасывает КНД. Вторая часть подаётся во второй дроссельный вентиль и после дросселирования поступает в испаритель низкого давления. Образующийся в испарителе пар (состояние 1) всасывает КНД.

Массовые расходы пара через КНД и испаритель промежуточного давления рассчитывают из соотношений

(4.3)

Расход пара через КВД рассчитывают по уравнению

,

(4.4)

которое можно преобразовать к виду

где

(4.5)

Энтальпия пара, поступающего в КВД, рассчитывается по уравнению, описывающему тепловой баланс при смешении двух потоков пара

.

(4.6)

Из (4.6) получим выражение для энтальпии пара в точке 3’:

.

(4.7)

В случае отсутствия испарения при промежуточном давлении

.

(4.8)

Рассчитав значение h _3΄, находим точку 3' на изобаре р _пр. Определив свойства в характерных точках цикла, рассчитываем значения удельной массовой холодопроизводительности и работы компрессоров:

.

(4.9)

Расчет компрессоров каждой ступени выполняют так же, как и для одноступенчатой машины. Значения теоретического и действительного объёма, описываемого поршнями компрессоров, определяют по формулам

.

(4.10)

Теоретическую мощность, необходимую для привода компрессоров, рассчитывают по формулам

.

(4.11)

Эффективную мощность находят, зная эффективный к.п.д.

Значения холодильного коэффициента теоретического и действительного циклов рассчитывают по формулам:

, .

(4.12)

Анализ уравнений для q ₀, q _0пр и ε_т, ε_д показывает, что применение испарителей, работающих на двух уровнях температуры, экономически выгоднее, чем использование холода низкого температурного потенциала для нужд потребителей холода более высокого потенциала. Действительно, значение q _0пр больше, чем q ₀, так как h ₃> h ₁, а удельная работа ступени высокого давления меньше удельной работы цикла.

4.3.2. Установка с двукратным дросселированием и полным промежуточным охлаждением. Принципиальная схема такой машины представлена на рис. 4.5в, а цикл – на рис. 4.5а и 4.5б. Пар после КНД (точка 2, рис. 4.7а и 4.7б) подаётся в промсосуд под уровень жидкости. После контакта с кипящей жидкостью (точка 8) пар охлаждается до состояния насыщения 3 и поступает в КВД. На схеме для упрощения опущен испаритель промежуточного давления.

Массовый расход хладагента в ступени низкого давления определяют на основании заданного значения Q₀

.

(4.13)

Массовый расход хладагента в ступени высокого давления определяют из уравнения теплового баланса промсосуда

.

(4.14)

Из уравнения (4.14) с учетом равенства h ₉ = h ₈ следует

.

(4.15)

Зная расходы хладагента по ступеням и его параметры в характерных точках цикла, можно выполнить расчет холодильной машины.

Преимущества рассмотренных установок:

1. Уменьшаются необратимые потери от дросселирования, а удельная работа сжатия пара меньше, чем в одноступенчатом цикле.

2. Уменьшается температура конца сжатия в компрессоре высокого давления; снижение температуры больше при полном промежуточном охлаждении.

3. Двукратное дросселирование позволяет получить холод на двух температурных уровнях, что целесообразно с конструктивной и эксплуатационной точек зрения, если значения холодопроизводительности на этих уровнях близки.

Схемы двухступенчатых установок могут быть дополнены регенеративными теплообменниками и водяными промежуточными охладителями.

4.3.3. Установка с однократным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением. Схема установки представлена на рис. 4.6в. Её особенностью является наличие в промсосуде змеевика, где переохлаждается жидкий хладагент перед основным дроссельным вентилем (при давлении конденсации). Разность значений температуры в точках 9 и 8 (недорекуперация) составляет 1,0…1,5^оС (иногда до 5^оС).

Цикл установки изображен на рис. 4.6а и 4.6б. Массовую производительность компрессора низкого давления находят на основании заданного значения холодопроизводительности Q₀

.

(4.16)

Производительность КВД определяют из уравнения материального баланса в промежуточном сосуде:

,

(4.17)

где G _пр – масса хладагента, испаряющегося в сосуде, которую определяют из уравнения теплового баланса в змеевике

.

(4.18)

Из уравнений (4.16) – (4.18) после несложных преобразований можно получить выражение для расчета значения G _в

.

(4.19)

Состояние хладагента в точке 3´ находят из условий смешения потоков пара, поступающего из компрессора низкого давления и из промежуточного сосуда

.

(4.20)

Зная массовые расходы по ступеням и параметры в характерных точках цикла, рассчитывают компрессоры.

Данная схема легче поддается автоматизации и управлению, чем предыдущие, а переохлажденный хладагент можно транспортировать на большие расстояния. При нулевой недорекуперации эта схема с термодинамической точки зрения эквивалентна схеме с двукратным дросселированием, однако из-за недорекуперации она менее совершенна.

4.3.4. Установка с однократным дросселированием и полным промежуточным охлаждением Схема установки (рис. 4.7в) аналогична предыдущей, но максимальная температура цикла здесь ниже. Как и во второй схеме, пар после КНД подаётся в промсосуд под уровень жидкости, охлаждается до состояния насыщения 3 и поступает в КВД.

Массовую производительность КВД определяют из условия материального баланса в промежуточном сосуде:

,

(4.21)

где G ₁ –– масса жидкого хладагента, расходуемая на переохлаждение основного потока в змеевике,

G ₂ –– масса жидкого хладагента, расходуемая на охлаждение потока G _н, поступающего из КНД.

Величину G _н определяют по заданной холодопроизводительности Q ₀, а значения G ₁ и G ₂ рассчитывают из уравнений теплового баланса

(4.22)

Подставив выражения для G_а1 и G_а2 в (4.21), получим

.

(4.23)

По значениям параметров характерных точек и массовых производительностей выполняют тепловой и конструктивный расчеты холодильной машины.

Двухступенчатые установки при низких температурах охлаждения экономичнее одноступенчатых. При двух ступенях меньше работа сжатия, а также объёмные и энергетические потери. Однако двухступенчатые машины сложны по конструкции и в эксплуатации, в связи с чем на судах стремятся использовать одноступенчатые машины даже при низких температурах охлаждения. Это можно обеспечить за счёт подбора соответствующих хладагентов, уменьшения вредного объёма и увеличения коэффициента подачи λ_v.

4.4. Теоретический цикл каскадной холодильной установки

 

На судах–газовозах необходимо охлаждать перевозимые газы до температуры ниже 200 К. Это требует применения трёх- и многоступенчатых холодильных установок, для которых при работе в интервале 200…310 К невозможно подобрать один хладагент. Поэтому вместо трёхступенчатых холодильных установок чаще применяют каскадные холодильные машины. Каждая ветвь каскада состоит из отдельной одно- либо двухступенчатой холодильной машины, а конденсатор нижнего каскада является одновременно испарителем верхнего каскада (конденсатором–испарителем).

В такой установке можно применять разные хладагенты, обеспечивая наилучшие условия в различных частях широкого интервала температур. Схема и цикл установки изображены на рис. 4.8б и 4.8а. В нижней ветви циркулирует хладагент высокого давления, а в верхней –– среднего давления.

Рассмотрим алгоритмрасчёта каскадной холодильной установки реконденсации газов на судах–газовозах. Исходными данными являются температура забортной воды t _зв, температура в грузовом танке t _гр, холодопроизводительность установки Q ₀ и род хладагента для обеих ветвей каскада.

1. Определяют температуры конденсации t _кв= t _зв+(5…8)^оС для верхней ветви каскада и испарения t _он = t _гр – (0…8)^оС для нижней ветви (где 0^оС – при открытом цикле) и по значениям t _кв и t _он находят давление конденсации р _кв.и испарения р _он.

2. Выбирают давление испарения р _ов для верхнего каскада (0,105…0,15 МПа во избежание подсоса воздуха). По значению р _ов находят температуру t _ов.

4. Определяют температуру конденсации в нижней ветви каскада t _кн = t _ов + (5…10) ^оС и по значению температуры находят давление р _кн.

5. Рассчитывают отношения давлений р _кв/ р _ов и р _кн/ р _он; если они больше 8, необходимы двухступенчатые машины.

После определения параметров характерных точек цикла рассчитывают удельные энергетические характеристики:

– холодопроизводительность q ₀ = h ₁– h ₄;

– работу, затраченную в нижней ветви l _н = h ₂ – h ₁;

– работу, затраченную в верхней ветви l _в= h ₇ – h ₆.

Холодильный коэффициент каскадного цикла равен

,

(4.24)

где k –– кратность циркуляции хладагента в верхней ветви относительно нижней в конденсаторе–испарителе.

Холодильные коэффициенты ветвей каскада ε_н и ε_в опреде-ляют из выражений

.

(4.25)

На основании уравнений (4.24) и (4.25) получим зависимость между холодильными коэффициентами ветвей и всего цикла

.

(4.26)

Массовые расходы хладагента в каждой из ветвей равны

(4.27)

где k _д –– действительная кратность циркуляции хладагента в верхней ветви с учетом индикаторных потерь в компрессоре нижней ветви каскада.

.

(4.28)

Объемные расходы хладагента в соответствующих ветвях

.

(4.29)

Объемные производительности компрессоров

(4.30)

где λ_вн и λ_вд – коэффициенты подачи.

Теоретические мощности компрессоров

.

(4.31)

Действительные мощности компрессоров

,

(4.32)

где η_е – эффективные к.п.д. компрессоров.

Если в обеих ветвях каскада использовать один и тот же хладагент и не будет разности температур в конденсаторе–испарителе, то каскадная установка с термодинамической точки зрения станет эквивалентна многоступенчатой (с промсосудом без змеевика). Поскольку для теплообмена в конденсаторе–испарителе необходима разность температур, многоступенчатая схема термодинамически эффективнее. Однако каскадные установки компактнее и имеют меньшие потери. Их следует применять в том случае, если имеются оптимальные по свойствам рабочие вещества для соответствующих интервалов температур в общем широком интервале.

4.5. Теоретические циклы криогенных установок

 

На судах–газовозах используют холод низкого потенциала. В частности, при перевозке жидкого метана необходимо поддерживать в танке температуру 111,4 К. На судоремонтных предприятиях для технологических нужд получают кислород путём сжижения воздуха при температуре 79 К. Область холодильной техники, связанная с получением температур ниже 120 К, называется криогеникой, а соответствующие установки – криогенными. Назначение таких установок – получение сжиженных газов, их хранение и транспортировка, разделение смесей газов, глубокое охлаждение объектов.

Рабочие вещества криогенных установок: воздух, метан, этан, этилен, природные газы. В этих установках используют эффекты дросселирования, адиабатного расширения либо их сочетание. Цикл с дросселированием рабочего тела называют циклом Линде. Среди циклов с адиабатным расширением в детандере –– цикл среднего давления Клода и низкого давлении Капицы. Есть также криогенный цикл Стирлинга. Рассмотрим некоторые из перечисленных циклов.

4.5.1. Идеальный криогенный цикл с адиабатным расширениемпредставлен на рис. 4.9а. В принципе, процесс сжижения газа, находящегося при обычной температуре Т ₁ и атмосферном давлении р ₁, можно реализовать двумя путями. Первый –– охлаждение и последующая конденсация газа по изобаре 1-2-3 путем отвода теплоты. Количество отводимой теплоты изображается площадью а-3-2-1-с. Эту же теплоту можно отвести, организовав обратный цикл 1-4-3-2-1.

Цикл 1-4-3-2-1 будет идеальным, если в каждой точке процесса 1-2-3 разность температур между рабочим телом и охлаждаемым и сжижаемым газом будет близка к нулю. В идеальном холодильном цикле затрата работы минимальна, а

холодильный коэффициент максимальный. Схема установки представлена на рис. 4.9б; в любом сечении теплообменника температура рабочего тела и сжижаемого газа одинакова.

Работа идеального цикла равна площади 1-2-3-4-1

.

(4.33)

Холодильный коэффициент цикла

,

(4.34)

где q ₀ = h ₁ – h ₃ – удельная холодопроизводительность.

Другой путь сжижения газа состояния 1 можно осуществить, если сам газ использовать в качестве рабочего тела обратного цикла 1-2-3-4-1. Для этого газ необходимо сначала изотермически сжать в компрессоре (процесс 1-4, рис.4.9а), затем адиабатно расширить в детандере (процесс 4-3). В результате получим насыщенную жидкость в состоянии 3.

Значение ε при сжижении с помощью идеального криогенного цикла газов, взятых при Т ₁ = 300 К и р ₁ = 0,1 МПа, лежит в пределах от 0,82 (для метана) до 0,23 (для гелия). Однако реализация такого цикла практически невозможна: например, воздух надо сжимать до давления 5•10⁴ МПа.

4.5.2. Цикл Линде. В этом цикле (рис. 4.10а) обычно рабочим телом является воздух, а продуктами –– его компоненты. Принципиальная схема установки приведена на рис. 4.10б. Воздух сжимается компрессором по политропе 1-2' до давления р₂ = 20 МПа, охлаждается во вспомогательном охладителе до температуры окружающей среды (процесс 2'-2), а затем в регенеративном теплообменнике (процесс 2-10). После дросселирования воздух поступает в отделитель жидкости, где разделяется на насыщенные жидкость и пар (состояния 13 и 12 соответственно). Пар подогревается в регенеративном теплообменнике и всасывается компрессором.

Охлаждающийся прямой поток высокого давления имеет бóльшую теплоёмкость, чем обратный поток низкого давления. Поэтому прямой поток охлаждается в процессе 2-10 до более высокой температуры, чем T ₁₂. К рабочему телу в процессе 11-12-1 подводится теплота q ₁ = h ₁ – h ₁₁ = h ₁ – h ₁₀, из которой только часть q ₀ = h ₁₂ – h ₁₀ используется для сжижения газа. Вторая часть в количестве q ₂ = h ₁ – h ₁₂ подводится в регенеративном теплообменнике от охлаждаемого воздуха. При отсутствии потерь в теплообменнике справедливо равенство

или .

(4.35)

Таким образом, удельная массовая холодопроизводительность q ₀ цикла Линде равна разности энтальпий процесса изотермического сжатия в компрессоре. Работа цикла равна

.

(4.36)

При работе установки различают пусковой и рабочий периоды. В пусковом происходит теплообмен между потоками газообразного воздуха, причем из-за разных значений изобарной теплоёмкости прямого и обратного потоков Т ₄ > Т ₃ и в итоге Т ₁₀ > Т ₁₂ . После достижения температуры Т ₁₀ наступит сжижение воздуха в результате дросселирования и разделение его на паровую и жидкую фазы (состояния 12 и 13). На этом пусковой период заканчивается и наступает рабочий.

Криогенные установки подразделяются на рефрижераторные, ожижительные и газоразделительные. Рефрижераторные служат для охлаждения и термостатирования, к ним относятся, в частности, установки повторного сжижения (реконденсации) газов на судах–газовозах. В данном случае рабочим телом является газ, испаряющийся от теплопритоков.

Ожижительные установки служат для превращения веществ из газообразного в жидкое состояние. Образующаяся жидкость отводится из системы, и взамен вводится соответствующее количество газа. Цикл такой установки условный, его эффективность характеризует коэффициент ожижения β

.

(4.37)

Из (4.37) следует, что в первом предельном случае (β = 0, x = 1) при дросселировании получим только насыщенный пар, то есть h ₁₀ = h ₁₂.Во втором предельном случае (β = 1, x = 0) прямой поток должен был бы охладиться до состояния насыщенной жидкости (h ₁₀ = h ₁₃), что недостижимо из-за различия теплоёмкостей прямого и обратного потоков.

Расход энергии L на получение 1 кг жидкого воздуха в цикле Линде определяется работой изотермического сжатия газа в компрессоре

.

(4.38)

В реальных условиях имеют место недорекуперация при регенеративном теплообмене и теплопритоки через изоляцию. Это приводит к уменьшению коэффициента ожижения β и увеличению расхода энергии L.

Газоразделительные установки служат для разделения газовых смесей. При этом смесь охлаждается до температуры конденсации одного из компонентов. Цикл соответствует либо ожижительному (при получении жидкого продукта), либо рефрижераторному (при охлаждении объекта). В реальном рефрижераторном цикле удельная холодопроизводительность равна сумме потерь от недорекуперации и теплопритоков.

Цикл Линде простой но неэкономичный. При максимальном давлении р₂ = 20 МПа и начальной температуре воздуха Т₁ = 303,15 К значение β составляет всего лишь 5,4 %.

4.5.3. Цикл Стирлинга состоит из двух изотерм и двух изохор. По такому циклу работает машина Филипса для сжижения воздуха, которая имеет два поршня, соединенных шатунами с коленчатым валом. Цилиндры расположены под углом, что обеспечивает взаимосвязанные изменения объемов при движении поршней. Основной поршень с цилиндром образуют полость сжатия, а вспомогательный со своим цилиндром –– полость расширения. Между полостями установлен регенеративный теплообменник с насадкой, периодически нагреваемой и охлаждаемой при контакте с рабочим телом. При движении поршней (противоположном относительно мёртвых точек) обеспечивается изохорное перемещение рабочего тела из полости сжатия в полость расширения и обратно.

Прямой цикл Стирлинга (по сути обобщённый прямой цикл Карно) применяется в двигателях внешнего сгорания. Обратный цикл Стирлинга –– обобщённый обратный цикл Карно –– применяется в установках для сжижения воздуха. Действительный цикл, реализуемый в машине Филипса, отличается от цикла Карно в связи с отклонением процесса перетекания рабочего тела от изохорного, недорекуперацией при регенеративном теплообмене рабочего тела с насадкой и теплообменом с окружающей средой.

Теплота, отводимая в цикле Стирлинга от охлаждаемого тела, равна

.

(4.39)

Теплота, отводимая от рабочего тела в окружающую среду, равна

.

(4.40)

Холодильный коэффициент цикла Стирлинга определяется по формуле

,

(4.41)

то есть равен холодильному коэффициенту обратного цикла Карно, совершающегося в том же интервале температур.

В машинах, работающих по циклу Стирлинга, рабочие вещества –– водород либо гелий. Эти машины компактны, экономичны, удобны в эксплуатации, давление них не превышает 3,5 МПа. Их применяют для сжижения и разделения газов (например, для разделения воздуха на азот и кислород), а также для реконденсации газов на судах–газовозах. Получение жидкого воздуха при использовании цикла Стирлинга в 4 раза экономичнее, чем в цикле Линде.

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: