Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ВЫСЩЕГО И СРЕДНЕГО СПЕЦИАЛЬНОГО

ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ УЗБЕКИСТАН

БУХАРСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ПИЩЕВОЙ

И ЛЕГКОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ

"Создание лабораторно-опытного образца установки с использованием теплового насоса"

5А 520713 "Машины и агрегаты пищевой промышленности"

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание академический степени Магистр

Киличев Нозим

Научный руководитель

д. т. н. Джураев Х.Ф.

Бухара 2010

Оглавление

• Введение
• Глава 1. Теория и практика принципа работы тепловых насосов
• 1.1 Принцип работы бытовых и хозяйственных тепловых насосов
• 1.2 Конструкции и принципы работы парокомпрессионных насосов
• 1.3 Развитие тепловых насосов
• Глава 2. Теоретические основы холодильные машины, их экологическая и экономическая перспективность
• 2.1 Основы термодинамики растворов, принцип действия абсорбционной холодильной машины
• 2.2 Теоретический цикл в диаграмме абсорбционно-водоаммиачных холодильных машин
• 2.3 Влияние параметров внешних источников на процессы и эффективность работы абсорбционных водо-аммиачных холодильных машин
• 2.4 Высокоэффективные абсорбционные водоаммиачные холодильные машины
• Глава 3. Методика расчета основных теплообменных аппаратов абсорбционных холодильных машин
• 3.1 Методика расчета тепловых установок и их основные конструкционные параметры
• 3.2 Методика расчета коэффициентов теплопередачи
• 3.3 Методика определения числа ректификационных тарелок для выпарных элементов
• 3.4 Методика расчета цикла абсорбционного теплового насоса
• Глава 4. Исследование применения и расчет тепловых насосов в схеме сушильно-холодильной установки
• 4.1 Расчет и проектирование абсорбционно-холодильной машины применяемого в сушилно-холодильной установке
• 4.1.1 Тепловой расчет абсорбционно - холодильной машины
• 4.1.2 Расчет процессов парогазового кругооборота машины
• 4.2 Выбор параметров процессов водоаммиачного цикла машины
• 4.2.1 Расчет процессов водоаммиачного цикла машины с выравнивающим газом
• 4.2.2 Коэффициенты холодильной машины
• 4.2.3 Определение тепловых нагрузок или производительности аппаратов
• 4.3 Тепловой расчет и конструирование аппаратов абсорбционно-диффузионной холодильной машины
• 4.3.1 Расчет испарителя
• 4.3.2 Расчет конденсатора
• 4.3.3 Расчет абсорбера
• Выводы
• Список литературы

Введение

Проблема энергосбережения в настоящее время имеет большое значение, в первую очередь в связи с ограниченностью природных ресурсов, неравномерным их распределением, а также в связи с всё возрастающим техногенным загрязнением окружающей среды, частью которого являются тепловые сбросы нефтегазовых и холодильных машин.

Уменьшение вредного влияния на окружающую среду может быть достигнуто развитием холодильных систем и тепловых насосов (ТН), как при их создании, так и в процессе эксплуатации.

В области холодильной техники к энергосберегающим системам относятся теплоиспользующие абсорбционные холодильные машины и тепловые насосы.

Абсорбционные холодильные машины работают, потребляя энергию в виде теплоты, причём в ряде случаев используются так называемые вторичные тепловые ресурсы, такие, как тепловые сбросы тепловых электрических станций, тепловые отходы химических предприятий и др.

При выработке холода абсорбционными холодильными машинами, работающими с использованием вторичных тепловых ресурсов, полностью сберегается тепло, которое в противном случае было бы затрачено на производство электроэнергии, необходимой для привода электродвигателей компрессоров. Энергосберегающий эффект в виде экономии топлива проявляется при работе абсорбционных холодильных машин от незагруженных теплофикационных отборов тепловых электрических станций. Одним из назначений абсорбционной холодильной машины при этом является получение холодной воды в режиме кондиционирования воздуха.

Тепловой насос, изобретение одной из форм которого принадлежит лорду Кельвину, термодинамически идентичен холодильной машине. Большинство квартир, пищевых складов и крупных общественных зданий в промышленно развитых странах оборудовано холодильниками и воздушными кондиционерами. Принципиальное отличие теплового насоса от холодильника состоит в той роли, которую он играет у потребителя. Холодильники и воздушные кондиционеры предназначены для охлаждения, тогда как тепловой насос - для нагрева.

Имеется множество конструкций тепловых насосов, большая часть из них конструирована несколькими десятилетиями ранее. Литература по термодинамике, кондиционированию и даже промышленной технологии пестрит упоминаниями тепловых насосов, число действующих агрегатов семизначно. Однако принцип действия тепловых насосов для некоторых до сих пор таит изрядную долю тайны, и одна из главных целей проводимых исследований состоит в преодолении существующего барьера к его пониманию и применению.

Основной целью диссертационной работы является исследование применения теплового насоса в принципиальной схеме сушильно-холодильной установке.

Для достижения поставленной цели в работе сформулированы и решены следующие конкретные задачи исследования:

исследование принципиальной схемы и выявление возможности применения теплового насоса в сушилно-холодилной установке;

разработка принципиальной схемы лабораторной сушилно-холодильной установки.

В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований получены следующие научные результаты:

выявлено возможность применения теплового насоса в качестве генератора тепла и холода в схеме сушилно-холодильной установки;

определено снижение удельного расхода энергии на единицу продукции.

Практическая значимость результатов диссертации заключается в разработке эффективной схемы сушилно-холодильной установки с применением теплового насоса. В диссертации приведены принципиальные схемы, принципы работы, особенности тепловых насосов. Результаты исследований могут быть использованы инженерно-техническими и научными работниками различных отраслей промышленности, а также магистрами и бакалаврами в учебном процессе.

Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, трех глав, вывода, списка использованной литературы, состоящего из 34 наименований. Диссертационная работа изложена на 80 страницах машинописного текста и включает 21 рисунков и 2 таблиц.

тепловой насос холодильная установка

Глава 1. Теория и практика принципа работы тепловых насосов

Среди различных типов ТН наибольшее распространение получили парокомпрессионные. Единичные мощности составляют от нескольких ватт до нескольких мегаватт, привод компрессоров осуществляется как электродвигателями, так и тепловыми двигателями внутреннего и внешнего сгорания. Разнообразны также и типы применяемых компрессоров.

Единственное досадное обстоятельство связано с надежностью тепловых насосов. Опыт конца 50-х и начала 60-х годов в США и Европе выявил поломки отдельных частей и относительно высокую стоимость агрегатов, что породило разочарование в тепловых насосах. Теперь трудности в основном преодолены - надежность вместе с обслуживанием на дому стали основными факторами, обеспечивающими продажу агрегатов. В связи с важностью проблемы надежности специальная глава посвящена проблемам конструирования.

Развитие тепловых насосов особенно продвинулось под влиянием энергетических трудностей 1973 г. Благодаря возможности экономии энергии, что является основным назначением теплового насоса, их применение расширилось. Они используются в жилых и общественных зданиях, а также в промышленности. Развитие тепловых насосов становится предметом деятельности национальных правительственных и международных организаций.

1.1 Принцип работы бытовых и хозяйственных тепловых насосов

Тепловые насосы в настоящее время все быстрее и глубже внедряется в производство, в быт и хозяйственную деятельность человека. Это выражается в том, что ТН есть почти в каждой квартире. Это бытовой холодильник. Его агрегат выкачивает тепло из объема холодильного шкафа в комнату. По такому же принципу работает и отопительный тепловой насос. Теория ТН изложена в описании термодинамического цикла Карно еще в 1824 году. Хладагент (фреон) перемещается компрессором по замкнутому контуру, состоящему из испарителя, конденсатора и клапана.

Сжатый компрессором в конденсаторе (горячая решетка на задней стенке простейшего холодильника) хладагент переходит из газообразного в жидкое состояние при высоком давлении и температуре. Далее через дросселирующий клапан он продавливается в испаритель (обмерзшая панель внутри холодильника), где тем же компрессором создается низкое давление. При резком падении давления после клапана хладагент активно кипит, переходя в газообразную фазу с резким уменьшением температуры (для ТН до - 8°С и ниже). Таким образом, производится перенос тепла из объема, в котором расположен испаритель, в объем, который занимает конденсатор. В тепловых насосах эти объемы выполняются в виде теплообменников. В первый подается относительно теплый носитель от низкотемпературного источника тепла (НТИ), второй включается в контур системы отопления.

Теоретически несложно в теплое время года, поменяв местами испаритель и конденсатор ТН, использовать его для охлаждения здания. В качестве НТИ может использоваться наружный воздух при условии, что его температура превышает температуру кипения хладагента в испарителе; грунтовые, либо воды из незамерзающих водоемов; земля, тепло из которой переносится в теплообменник ТН раствором, циркулирующим по трубам, уложенным в земляной коллектор, либо опущенным в скважины-зонды; технологические сбросы предприятий в жидком или газообразном состоянии.

Рис. 1.1 Принципиальная схема теплогенерации из грунтовых вод

Рис. 1.2 Принципиальная схема теплогенерации из окружающего (наружного) воздуха

Главная характеристика эффективности ТН - коэффициент преобразования (СОР), или коэффициент мощности, равный отношению теплопроизводительности ТН, или тепловой мощности к мощности его компрессора (потребляемой). В зависимости от используемого НТИ и конструкции отопительного теплообменника различают следующие типы ТН:

"воздух--воздух", к которым относятся обычные кондиционеры и те же холодильники;

"воздух-вода" - относительно недорогой вариант, не требующей сооружения сложной системы наружных сооружений.

Недостаток - падение коэффициента преобразования с понижением температуры воздуха (СОР = 3-3,6);

"вода-вода" - наиболее эффективный вариант

(СОР = 5,4 - 6,4). Недостаток - нужно наличие незамерзающего водного источника;

"рассол--вода" с грунтовыми коллекторами, либо зондами. (В трубы,

проложенные в земле, на всякий случай подается незамерзающий раствор - рассол). Наиболее универсальный вариант. Недостаток - требует значительных затрат на сооружение земляного коллектора (1 м. п. уложенной трубы - 20 - 30 Вт тепла), либо еще больших затрат на сверление скважин для грунтовых зондов (1 м. п. скважины - 40--60 Вт тепла).

Рис. 1.2 Принципиальная схема теплогенерации при использования земляных зондов и коллекторов

Один из первых успешно работавших домашних тепловых насосов установил в своем доме Сампер [10] - конструктор описанной выше установки в Норвиче. Одноэтажный дом имел хорошую теплоизоляцию и полностью отапливался тепловым насосом. Сначала, в первые годы эксплуатации, источником тепла был воздух, а затем - подземный теплообменник, использовавший тепло грунта па глубине около 1 м. В комнаты тепло поступало по медным трубкам, вмонтированным в бетонный пол. Коэффициент преобразования составляет 2,8, и установка нормально работает в настоящее время.

В 50-е годы было выпущено много мелких тепловых насосов домашнего применения. Наиболее подробно описан холодильник-нагреватель Феррапти [11], осуществляющий одновременно охлаждение пищевой кладовой и подачу отведенного тепла при повышенной температуре для нагрева воды. Аккумулятором тепла служил бак на 136 л, нагреваемый зимой мощностью 0,7 кВт и летом в жаркие месяцы мощностью 1,3 кВт,

Мощность компрессора 400 Вт, температура кладовки снижается в среднем на 11° С. Интересно, что установка стоила 141 фунт стерлингов, но она была в то время отнесена к предметам роскоши и на нее произведена наценка на 60%, что отпугнуло возможных покупателей. Однако те установки, что были проданы, работали хорошо.

1.2 Конструкции и принципы работы парокомпрессионных насосов

Тепловой насос VITOCAL 300. Парокомпрессионный тепловой насос. Первичный контур теплового агрегата - рассол, вторичный контур насоса - вода. Номинальная тепловая мощность теплового парокомпрессионного насоса: 5,4 - 14,6 кВт. Передовой конструкционный принцип данного теплового агрегата обеспечивает высокие эксплуатационные показатели насоса. При длительной эксплуатации теплового контура насоса система демонстрирует большую надежность. Работа теплового парокомпрессионного насоса осуществляется в моно и бивалентном режиме. Система управления тепловым агрегатом отличается наличием у насоса цифрового функционального дисплея. Благодаря этому возможна более оперативная работа теплового парокомпрессионного насоса: эргономичное меню позволяет легко и быстро задавать необходимые функции. Работа представленного теплового агрегата ведется на низких, по меркам таких насосов, шумовых позициях. Применение теплового парокомпрессионного насоса допустимо как в отопительных, так и в водонагревательных системах. Погодозависимый регулятор цифрового типа входит в установочный тепловой насос. Цена предлагаемого теплового парокомпрессионного насоса - от производителя.

Парокомпрессионный тепловой насос. Первичный контур - вода, вторичный контур - вода. Система этого теплового парокомпрессионного насоса позволяет вырабатывать номинальную тепловую мощность: 6,3 - 106,8 кВт. Одновременно с большой функциональностью данного теплового агрегата наблюдается высокая шумоизоляция насоса. Двухступенчатый конструкционный принцип тепловой системы насоса обеспечивает эффективную работу в режиме неполной загрузки. Работа теплового парокомпрессионного насоса возможна во всех режимах. В конструкции теплового высокофункционального насоса присутствует интегрированная диагностическая система. Возможна поставка дополнительных устройств к тепловому парокомпрессионному насосу, цену на которые можно узнать в наших каталогах или у менеджеров компании. Тепловой насос обладает серой окраской, легко вписывается в современный технологичный интерьер. Устанавливаемая на данный тепловой агрегат цена является оптимальной для насосов этого типа.

Парокомпрессионный тепловой насос. Первичный контур теплового агрегата - рассол (применяется теплообменный рабочий принцип тепловых систем и насосов), вторичный контур данного насоса - вода. Номинальная тепловая мощность теплового насоса: 4,8 - 81,2 кВт. Грамотный конструкционный принцип теплового фирменного насоса обеспечивает высокую мощность при отличной плавности хода. Работа данного теплового парокомпрессионного насоса возможна вкупе с дополнительным теплогенерирующим аппаратом. Стоимость представленного теплового агрегата является оптимальной для сегмента насосов данного типа. Универсальный конструкционный принцип теплового парокомпрессионного насоса позволяет ему особенно эффективно работать в низкотемпературном режиме. Предлагается различное дополнительное оборудование под данный тепловой насос. Цена на оборудование представлена в широком диапазоне.

Тепловой насос: VITOCELL 050. Тип SVP. Емкостной водонагреватель для работы в системе с солнечными коллекторами, тепловыми парокомпрессионными насосами и твердотопливными котлами. Емкость: 600 и 900 л. Оснащен современным внутренним теплоизоляционным контуром и термометром. При работе с любым тепловым насосом обеспечивает минимальные теплопотери. Демонстрирует высокую экологичность даже при полной загрузки аппарата. Удобен при монтаже, функционален при работе даже на максимальных режимах, прекрасно дополняет любой тепловой насос.

Тепловой насос: VITOCELL 050. Тип SVP. Емкость для аккумулирования теплоносителя. Емкость: 200 л. Способствует экономичной работе теплового, в том числе парокомпрессионного, насоса. Идеальное конструкционное сочетание с тепловым агрегатом VITOCAL 300 - насосом, также представленным у нас. Наличие разветвленной системы подключения оборудования делает возможным работу с несколькими аппаратами потребления и генерирования тепла, включая тепловой насос. Выбросы вредных веществ данного агрегата сведены к минимуму. Тепловой насос в Наффилд колледже (Оксфорд), который еще существует, хотя и не работает, был запроектирован в 1954 г. [12]. Источник тепла - сточные воды с температурой 15-24° С. Привод компрессора от дизеля мощностью 31 кВт. Стоимость тепла, даваемого этим тепловым насосом, была сопоставлена со стоимостью тепла от котельной и теплового насоса с электроприводом: 2,4, 3,15 и 3,8 пенса за 1 МДж соответственно. Тепло охлаждения двигателя используется для дополнительного нагрева воды, которая обогревает колледж. Тепловая мощность установки 150, а полная расчетная тепловая нагрузка 450 кВт.

1.3 Развитие тепловых насосов

Ранние проекты уже упоминались. В конце 40-х годов было установлено, что коммерческий успех будет выше, если выпускать "агрегированные" установки, полностью собранные на заводе-изготовителе и встроенные в дома.

В 1952 г. такие тепловые насосы поступили на рынок в большом количестве [4]. В первый год было выпущено 1000 агрегатов, в 1954 г.

Рис. 1.3 Производство тепловых насосов в США: I - ранний период роста; II - период переоценки; III - период быстрого роста.

вдвое больше и в 1957 г. - в 10 раз больше. В 1963 г. было выпущено уже 76 000 агрегатов, причем большинство из них установлено в южных штатах, где требуется летнее охлаждение и отопление зимой. Такие тепловые насосы успешно конкурируют с обычными котлами, дающими только тепло.

Проблемы возникли, когда эти установки начали применять в холодных северных штатах и выявился их недостаточный ресурс. За агрегированными тепловыми насосами установилась репутация ненадежных устройств. Это привело к прекращению роста выпуска в начале 60-х годов вплоть до 1971 г., когда снова начался их рост (рис. 1.3).

Интерес к тепловым насосам никогда не был так велик, как в настоящее время. В Европе, Японии и США выпускают установки для теплоснабжения квартир, общественных зданий и промышленных процессов. Международное энергетическое агентство и Европейское экономическое сообщество выдвинули крупные программы развития тепловых насосов с демонстрацией новых конструкций и способов применения. В ближайшие годы на рынке появятся совершенно новые тепловые насосы для домашнего применения, использующие газ вместо электроэнергии. Расширится применение тепловых насосов в промышленности с вытеснением обычных сушилок. Тепловые насосы позволяют нам использовать энергию более эффективно и восстанавливать сбросную энергию, чем определяется их важная роль в сохранении наших энергетических ресурсов.

Глава 2. Теоретические основы холодильные машины, их экологическая и экономическая перспективность

Анализ работы компрессионной и абсорбционной холодильных машин показал, что в данных условиях абсорбционная холодильная машина работает более эффективно.

Использование абсорбционных холодильных машин для кондиционирования и теплоснабжения дало возможность осуществить их круглогодичную загрузку, упростить системы хладо- и теплоснабжения, создать экономичные, безопасные и малошумные машины.

На уровень эффективности холодильной системы оказывает влияние ряд факторов, непосредственно связанных с эксплуатацией. С одной стороны, это факторы, обусловленные конструкцией системы (надёжность, уровень автоматизации и др.), с другой - её влияние на окружающую среду.

Эксплуатационные показатели абсорбционной холодильной машины, связанные с надёжностью и уровнем автоматизации, выше, чем у компрессионной, т.к. надёжность компрессионной холодильной машины в значительной степени определяется надёжностью механического компрессора.

Степень отрицательного влияния абсорбционной холодильной машины на окружающую среду выявляется в результате анализа факторов, оказывающих вредное воздействие на природу со стороны холодильной техники в целом.

К числу этих факторов относятся: тепловые сбросы, шум и вибрация, загрязнение воды, утечки холодильного агента и масла.

Рассмотрим эти факторы подробнее.

Тепловые сбросы - это тепло, которое, по второму закону термодинамики, отводится в конденсаторе холодильной машины, причем та часть тепла конденсации, которая связана с затратами энергии на сжатие холодильного агента, составляет долю техногенной теплоты, поступающей в биосферу.

При строгом экологическом анализе требуется решать оптимизационную задачу с учетом таких факторов, как уменьшение теплового сброса за счет сокращения разности температур в аппаратах, но при одновременном увеличении тепловых сбросов при изготовлении холодильных машин большой материалоемкости; улучшение качества теплоизоляции охлаждаемых объектов, но при увеличении ее стоимости.

Дальнейшее совершенствование абсорбционных холодильных машин, обеспечение возможности их работы от источников теплоты всё более низкого потенциала может в перспективе привести к значительному снижению теплового загрязнения окружающей среды.

Шум и вибрация - распространение в окружающую среду механических колебаний, возникающих при работе холодильной машины. С энергетической точки зрения вибрация и шум переходят в конце концов в теплоту, и, хотя это тепло крайне незначительно, виброшумовые загрязнения окружающей среды нельзя исключать из числа факторов, вредно влияющих на организм человека.

Исходя из принципа, заложенного в основу работы абсорбционной холодильной машины, можно утверждать, что она обладает наиболее благоприятными виброакустическими характеристиками.

Загрязнение воды - фактор, связанный с прямоточным водоснабжением, которое еще находит применение ввиду наименьшей стоимости, однако ведет к ухудшению качества воды. На практике в подавляющем большинстве случаев осуществление мероприятий, позволяющих пользоваться водой для охлаждения элементов холодильной машины без ухудшения ее качества, требует больших экономических затрат. При возрастании ценности водных ресурсов в дальнейшем эти экономические затраты будут оправданы обеспечением сохранности потребительских свойств воды.

Утечки холодильного агента и смазочного масла при правильном исполнении и грамотной эксплуатации холодильной установки могут быть устранены, за исключением тех. которые связаны с конструктивными особенностями ее элементов.

В целом загрязнение рабочими веществами окружающей среды со стороны холодильной техники невелико, особенно по сравнению с другими промышленными отраслями.

Однако в настоящее время экологами серьезно ставится вопрос о попадании в атмосферу хлоросодержащих фреонов. что связано с риском уменьшения плотности жизненно важного для планеты озонового слоя в стратосфере.

В соответствии со скорректированной версией Монреальского протокола с 1 января 1996 г, запрещено применение озоноопасного хладагента R 12. Проблема альтернативных хладагентов рассматривается не только с точки зрения озоноопасности, но и с точки зрения влияния на глобальнее потепление климата.

В качестве альтернативных "натуральных" хладагентов на одном из первых мест стоит аммиак для использования в холодильных установках мощностью более 20 кВт. Ожидается применение аммиака в перспективе в малых холодильных машинах для коммерческих установок, в том числе абсорбционных.

2.1 Основы термодинамики растворов, принцип действия абсорбционной холодильной машины

В составе абсорбционной холодильной машины роль компрессора выполняется системой абсорбер-генератор. При этом процессы, связанные с работой компрессора, осуществляются с помощью растворов, состоящих из двух или трех компонентов.

В холодильной технике это, как правило, раствор, состоящий из двух (бинарный) компонентов с различными температурами кипения при одинаковом давлении. Один компонент, с более низкой температурой кипения, является холодильным агентом, другой - абсорбентом (поглотителем).

Раствор, обеспечивающий процессы в абсорбционной холодильной машине, носит название её рабочего вещества (тела).

К рабочим веществам абсорбционных холодильных машин предъявляются два основных требования:

полная взаимная растворимость компонентов;

значительное различие величин нормальных температур кипения компонентов.

Наибольшее применение в холодильной технике получили абсорбционные холодильные машины, работающие на растворах вода-аммиак (водоаммиачные), вода-бромистый литий (бромистолитиевые). В водоаммиачных холодильных машинах холодильным агентом является аммиак, в бромистолитиевых - вода.

Раствор при совершении цикла абсорбционной холодильной машины меняет свое состояние.

Для определения состояния двухкомпонентных систем наряду с заданием таких параметров, как температура, давление необходимо также иметь данные о концентрации компонентов.

Концентрацией называется содержание одного из компонентов в единице количества смеси.

Для расчетов процессов, протекающих в абсорбционных холодильных машинах, удобно применять диаграммы энтальпия-концентрация. Концентрацию при этом выражают массовыми долями

Рабочие вещества представляют две группы смесей: раствор аммиака в воде относится к первой группе, в нем оба компонента являются летучими; раствор бромистого лития в воде относится ко второй группе, в нем абсорбент (бромистый литий) характеризуется практически нулевой летучестью. В паровой фазе растворов первой группы присутствуют оба компонента, а во второй - только один.

Температура насыщения зависит от концентрации раствора и изменяется, возрастая от температуры насыщения первого чистого компонента до температуры насыщения второго чистого компонента. На рис. 2.1 представлены диаграммы и состояния раствора первой (а) и второй (б) групп. Диаграмма строится в соответствии с законом Рауля и законом Кирхгофа.

Согласно закону Рауля давление насыщенного пара над раствором зависит от состава раствора, а энтальпия прямо пропорциональна температуре.

Для растворов первой группы в соответствии с первым законом Коновалова пар, находящийся в равновесии с жидкостью, богаче тем из компонентов, добавление которого к жидкости снижает температуру кипения смеси или повышает давление насыщенного пара над ней при постоянной температуре, таким образом, пар над раствором обогащен более летучим компонентом.

Как видно из диаграммы (а), изотерма в области влажного пара имеет наклон, следовательно, в паре холодильного агента больше, чем в жидкости. Обычно в этой области изотермы не наносятся. Для их построения имеется вспомогательная кривая (указана штрихами). Точка М определяет произвольное состояние влажного пара в процессе кипения, когда кипящая жидкость и насыщенный пар имеют температуру t₁и концентрации соответственно и

Изобарное равновесие в диаграмме для веществ второй группы (рис. 2.1, б) в общих чертах аналогично. Существенным отличием является то, что паровая фаза содержит только один летучий компонент, поэтому линия равновесия пара и жидкости лежит на оси энтальпий. Следует обратить внимание на то, что на рис.2.1, б диаграмма не имеет области о=1. Это объясняется тем, что пар не имеет в своём составе нелетучего компонента, поэтому полный переход раствора с начальной концентрацией о_а в паровую область невозможен.

При сравнении диаграмм "а" и "б" очевидно, что они являются как бы зеркальным отражением друг друга.

Причина заключается в том, что для водоаммиачного раствора массовая концентрация определяется по содержанию легкокипящего компонента (аммиака), а для водного раствора бромистого лития - по поглотителю (бромистому литию).

Перед рассмотрением отдельных процессов двухкомпонентных систем следует отметить следующее:

как и для чистых веществ, методики нахождения таких термодинамических характеристик двухфазных сред, как энтальпия, энтропия и удельный объем аналогичны (различие состоит лишь в том, что для каждой из фаз эти величины при р=const и однокомпонентной среде не изменяются, а при двухкомпонентных - зависят от концентрации, что следует из правила Гиббса, поэтому процессы фазового перехода для неазеотропных систем происходят при переменной температуре);

общие закономерности термодинамики, которые не зависят от природы вещества, справедливы и для многокомпонентных систем:

термодинамическое состояние многокомпонентных систем описывают, применяя уравнения состояния, которые имеют дополнительные параметры концентрации компонентов.

Для изобарных процессов переноса теплоты общей закономерностью является равенство переданной теплоты и изменения полных энтальпий внутренней системы.

Поэтому для процесса нагрева 1 кг ненасыщенного раствора с концентрацией о_A от температуры t_A до температуры t_F

(2-1)

Дальнейший нагрев раствора также происходит при переменной температуре, но характер изменения температур другой, так как происходит процесс парообразования. Различие составов паровой и жидкой фазы при сохранении общей концентрации системы приводит к тому, что с увеличением паросодержания уменьшается концентрация в жидкости легкокипящего компонента. Например, для точки М концентрация раствора составит о_F1 и количество теплоты, подведенной извне,

(2.2)

В состоянии Е для системы, представленной на рис. 1.1а, весь раствор превратится в пар. Дальнейший нагрев этой системы приведет к образованию перегретого пара (точка G):

(2.3)

Для системы, представленной на рис. 2.1 б, процесс происходит до определенной максимальной температуры кипения t_max. Этой температуре соответствует максимальная концентрация раствора.

Процессы охлаждения и конденсации происходят в направлении, обратном нагреву и кипению, с последовательностью процессов, представленных на рис. 1.1, а:

G-E - охлаждение пара до состояния насыщения;

E-F - конденсация при переменной температуре;

F-A - охлаждение раствора.

Аналогично на рис. 1.1, б:

E-F - конденсация при переменной температуре; F-A - охлаждение раствора.

В абсорбционных холодильных машинах процессы кипения осуществляют для разделения раствора на паровую и жидкую фазы (десорбция).

Паровая фаза веществ второй группы содержит чистый компонент. В этом случае простым выпариванием с разделением паровой и жидкостной фаз получают чистый холодильный агент.

Для веществ первой группы (рис. 2.1, а) из раствора с концентрацией о_F1 нельзя получить в процессе кипения пар с концентрацией выше о_D1

Рис. 2.1 Изображение изобарного равновесия в диаграмме: а - вещество первой группы; б - вещество второй группы

Повышение концентрации пара можно достигнуть, если парожидкостную смесь состояния М разделить, отводя пар из обогреваемой части генератора, а затем провести процесс конденсации D₁-K, что обеспечит концентрацию пара о_D2>о_D1. Повышение концентрации пара достигается в процессе ректификации. Ректификацией называется процесс обогащения паровой фазы одной или несколькими компонентами, основанный на фазовых превращениях гетерогенной системы с различным составом паровой и жидкой фаз.

Обычно ректификацию выполняют жидкостью, подаваемой на испарение в генератор. Паровая фаза после разделения подается в ректификатор, где промывается жидким раствором. В результате происходящего тепло- и массообмена пар охлаждается и обогащается легкокипящим компонентом при сопутствующем нагреве и разбавлении раствора. Процессы изменения состояния пара и жидкости происходят за счёт внутреннего теплообмена без дополнительных затрат на охлаждение и нагрев. Дальнейшее обогащение паровой фазы холодильным агентом (укрепление пара) происходит в дефлегматоре за счет отвода тепла конденсации водой.

В процессе абсорбции происходит поглощение паров холодильного агента жидкими поглотителями (абсорбентами). Считается, что абсорбция включает в себя два процесса - смешение жидкой и паровой фаз и поглощение пара жидкостью.

Для полной абсорбции паровой фазы необходимо, чтобы раствор, поступающий в абсорбер, находился в переохлажденном состоянии, и его было значительно больше, чем поглощаемого пара. С этой целью предусмотрен отвод тепла в абсорбере.

Анализ процессов, протекающих в абсорбционной холодильной машине, позволяет сформулировать принцип ее действия.

Эффект охлаждения в абсорбционной холодильной машине достигается вследствие трансформации тепла нагрева путем совмещения прямого цикла преобразования его в работу и обратного цикла - получения холода с затратой работы.

В осуществлении цикла машины участвуют три источника тепла: нагреватель, окружающая среда и охлаждаемый объект.

На рис. 2.2 представлена схема абсорбционной холодильной машины, которая может работать на бинарных смесях, как первого, так и второго типа.

Раствор с большим содержанием легкокипящего компонента, образующийся в абсорбере, поступает в насос при давлении кипения, где его давление повышается до давления конденсации. За счёт работы насоса к раствору подводится тепло q_н. Концентрация раствора при этом не изменяется. Из-за несжимаемости жидкости энтальпия раствора до и после насоса остаётся постоянной. В рекуперативном теплообменнике раствор подогревается и с неизменной концентрацией подается в генератор. В генераторе при подводе тепла q_h от греющего источника раствор кипит, его концентрация по легкокипящему компоненту уменьшается.

Рис. 2.2 Схема абсорбционной холодильной машины: 1 - генератор; 2 - абсорбер; 3 - теплообменник; 4 - насос; 5 - конденсатор; 6 - испаритель

В абсорбционной машине, работающей на бинарных смесях первого типа, образующийся пар подвергается очистке в процессе ректификации, происходящей в специально предусмотренной для этого части генератора.

Пар из генератора направляется в конденсатор, где сжижается при давлении Р_к и отводе тепла конденсации q_k. Затем жидкость дросселируется в регулирующем вентиле РВ-1. При этом давление снижается от Р_к до Р₀ Процесс дросселирования происходит при постоянной энтальпии и концентрации. Холодильный агент переходит из состояния переохлажденной жидкости в состояние влажного пара и поступает далее в испаритель, где кипит при подводе тепла q₀ от охлаждаемого объекта. Поток пара из испарителя направляется в абсорбер. Туда же поступает раствор из генератора после охлаждения в теплообменнике и дросселирования в регулирующем вентиле РВ-2. В абсорбере происходит поглощение пара раствором при отводе тепла q_a. Концентрация по легкокипящему компоненту повышается, и на этом цикл замыкается.

Таким образом, можно считать, что абсорбер является всасывающей стороной компрессора, а генератор - нагнетательной.

Уравнение теплового баланса одноступенчатой абсорбционной холодильной машины:

(2.4)

где q_R - тепло, отводимое от пара при очистке его в дефлегматоре при работе абсорбционной холодильной машины на бинарной смеси первого типа.

Эффективность работы абсорбционной холодильной машины оценивается тепловым коэффициентом либо эксергетическим КПД

(2.5)

Области применения абсорбционных холодильных машин определяются их особенностями. Так, бромистолитиевые холодильные машины используются для выработки охлажденной воды, а водоаммиачные - для получения отрицательных температур до - 55°С.

Абсорбционные бромистолитиевые холодильные машины (АБХМ) представляют собой блочные комплектные агрегаты высокой заводской готовности. Серийно выпускаются АБХМ 1.0; 3.0; 5.8 МВт. Холодная вода, получаемая на АБХМ, применяется в системах кондиционирования воздуха, для технологических нужд на предприятиях химической, нефтехимической промышленности и др., при этом АБХМ ориентированы на использование в качестве греющих сред с относительно низкими температурными параметрами.

Водоаммиачные абсорбционные холодильные машины (АВХМ) применяются преимущественно в составе технологических линий. Это машины крупной единичной мощности, которые используют в качестве греющей среды вторичные тепловые ресурсы и индивидуально привязаны к конкретным условиям производств. Серийно эти машины не изготовляют, но элементы их стандартизованы.

Абсорбционные водоаммиачные машины (холодо - производительностью 3.8 МВт при температуре кипения - 10°С с воздушным охлаждением конденсаторов; 2,9 МВт при температуре кипения 1°С с воздушным охлаждением конденсаторов; 0.5 и 2.3 МВт при температуре - 34°С с водяным охлаждением конденсаторов) комплектуют холодильные станции целого ряда технологических линий по производству аммиака.

2.2 Теоретический цикл в диаграмме абсорбционно-водоаммиачных холодильных машин

В отличие от принципиальной схемы, полная схема абсорбционной холодильной машины включает в себя вспомогательные элементы, обеспечивающие экономичность, надежность, стабильность работы. Схема приведена на рис. 2.3.

Как было указано ранее, водоаммиачная холодильная машина работает на веществе первого рода, то есть на растворе, компоненты которого соиспаримы.

Первичная очистка (ректификация) пара происходит в исчерпывающей колонне, окончательная - в дефлегматоре за счет конденсации водяных паров из состава бинарного пара. Образующаяся при этом вода поглощает парообразный аммиак и стекает в генератор в виде флегмы. Пар, выходящий из дефлегматора, имеет концентрацию близкую, но не равную единице, что характеризует особенности работы конденсатора и испарителя.

В связи с тем, что в составе пара присутствует небольшая примесь воды, процесс конденсации происходит при давлении несколько меньшем, чем для чистого аммиака. Однако, учитывая большое абсолютное значение давления конденсации, при проведении расчётов падением давления пренебрегают.

Рис. 2.3 Полная схема абсорбционной водоаммиачной холодильной машины: 1 - куб; 2 - исчерпывающая колонна; 3 - дефлегматор; 4 - абсорбер: 5 - теплообменник растворов; 6 - насос; 7 - конденсатор; 8 - водяной переохладитель; 9 - газовый переохладитель; 10 - испаритель

Наличие примеси воды к холодильному агенту в большей степени оказывает влияние на работу испарителя. Процесс кипения в испарителе происходит при переменной температуре. Для проведения расчета фиксируются низшая и высшая температуры кипения, причем низшая температура характеризует начало процесса кипения, высшая окончание.

Низшая температура кипения определяет давление насыщенного пара аммиака в испарителе. Поскольку в испаритель поступает не чистый хладагент, а его смесь с абсорбентом, расчётное давление кипения уменьшают на величину ДР₀ = (0,01 + 0,005) МПа. Значение конечной температуры кипения в испарителе тем больше отличается от температуры кипения чистого аммиака, чем интенсивнее испаритель и меньше концентрация рабочего тела в нём.

Для упрощения расчетов сопротивлениями в соединительных трубопроводах можно пренебречь и принять равными давления в конденсаторе и генераторе, в абсорбере и испарителе соответственно. Характер влияния вспомогательных элементов на работу холодильной машины будет установлен при проведении расчета.

Для определения тепловой нагрузки на аппараты АВХМ и тепловой коэффициент вносим следующие обозначения: холодопроизводительность Q₀, кВт; температура греющего источника f_h°С; Температура охлаждающей воды t_w,°С; Температура охлаждаемого объекта t_охл,°С.

Температура конденсации,°С,

(2.6)

Давление конденсации P_k определяется по t_k для чистого аммиака.

Низшая температура кипения,°С,

(2.7)

Давление насыщения паров аммиака Р_о определяется по температуре t₀

Разность давлений кипения выбирается, исходя из нормированного значения, МПа:

(2.8)

Расчётное давление в испарителе, МПа,

(2.9)

Изображение процессов в диаграмме представлено на рис. 2.4.

В зависимости от назначения холодильной машины и ее конструктивных особенностей, принимается значение о_d и отмечается на диаграмме.

Высшая температура раствора, выходящего из генератора, определяется по температуре греющего источника, °С,

(2.10)

Точка 2 пересечения изотермы t₂ и изобары Р_к определяет состояние слабого раствора с концентрацией о_а.

Низшая температура раствора, выходящего из абсорбера, определяется по температуре охлаждающей воды, °С:

(2.11)

Точка 4 пересечения изотермы t₄ и изобары Р_о определяет состояние крепкого раствора с концентрацией о_r.

Рис. 2.4 Цикл абсорбционной водоаммиачной холодильной машины

Состояние раствора, поступающего в генератор (точка 1), зависит от процесса теплообмена между слабым и крепким раствором и определяется из уравнения теплового баланса теплообменника.

Для определения величин потоков крепкого и слабого растворов, проходящих через теплообменник, составим уравнение материального баланса генератора:

(2.12)

где F - масса крепкого раствора, поступающего в генератор, кг/с; D - масса пара, выходящего из генератора, кг/с; (F-D) - масса слабого раствора, выходящего из генератора, кг/с. Чтобы перейти к удельным значениям потоков, отнесем их к массе ректифицированного пара

(2.13)

и введем обозначение

(2.14)

кратность циркуляции раствора.

Уравнение материального баланса генератора холодильной машины в приведенной форме:

(2.15)

Уравнение материального баланса генератора по содержанию холодильного агента:

(2.16)

откуда получим выражение для кратности циркуляции:

(2.17)

Для составления уравнения теплового баланса теплообменника необходимо определить положение точки 3 (состояние слабого раствора при выходе из теплообменника) по его температуре,°С.

(2.18)

2.3 Влияние параметров внешних источников на процессы и эффективность работы абсорбционных водо-аммиачных холодильных машин

Эффективность работы абсорбционной холодильной машины оценивается тепловым коэффициентом.

Представим выражение для теплового коэффициента с учетом того, что эффект охлаждения достигается вследствие совмещения прямого цикла преобразования тепла генерации в работу и обратного цикла получения холода с затратой работы. В связи с этим

(2.19)

где - термический КПД идеального прямого цикла Карно;

(2.20)

холодильный коэффициент идеального обратного цикла Карно; з_d - коэффициент, учитывающий потери, связанные с действительным процессами, и определяющий степень термодинамического совершенства системы.

Для оценки влияния параметров внешних источников на тепловой коэффициент проведем анализ выражения (2.20) по изменению каждого из них.

1. Температура греющей среды (Т_h):

(2.21)

Это значит, что с увеличением температуры греющего источника тепловой коэффициент холодильной машины растет.

2. Температура охлаждающей среды (Т_ос):

Как видно из выражения (2.20), с повышением температуры Т_ос тепловой коэффициент уменьшается.

3. Температура охлаждаемого объекта (Т_охл):

С увеличением Т_охл тепловой коэффициент растет.

Проведение подобного несложного анализа позволяет на первом этапе проектирования решить две задачи:

определить целесообразность применения АВХМ при имеющихся внешних источниках;

определить возможность эффективного использования АВХМ в межсезонные периоды.

С этой целью так же, как в компрессорных машинах, выбран фактор оптимизации, проведены расчеты и установлены границы эффективной работы одноступенчатой абсорбционной холодильной машины.

В качестве фактора оптимизации установлена разность интервал дегазации.

(2.22)

Характер влияния внешних параметров на величину интервала дегазации можно продемонстрировать построением циклов АВХМ, как это показано на рис.2.5

Рис.2.5 Влияние внешних параметров на величину интервала дегазации: а - температуры греющего источника; б - температуры охлаждающей среды; в - температуры охлаждаемого объекта

При определенном сочетании параметров внешних источников интервал дегазации может оказаться слишком узким, равным нулю, или даже отрицательным. В первом случае осуществление цикла абсорбционной холодильной машины нерационально, а в остальных - вообще невозможно.

Минимальное значение зоны дегазации для одноступенчатой холодильной машины (о_r-о_а) =0,04.

С целью увеличения зоны дегазации используются сложные схемы.

2.4 Высокоэффективные абсорбционные водоаммиачные холодильные машины

Принцип действия двухступенчатой абсорбционной холодильной машины отражен на схеме (рис.2.6).

Особенностью работы схемы является то, что в абсорбер ступени высокого давления поступает пар из генератора низкой ступени при соответствующем промежуточном давлении, что расширяет интервал дегазации.

Предполагается, что подача греющего пара в генераторы ступени низкого давления (СНД) и ступени высокого давления (СВД) параллельная; подача охлаждающей воды в конденсатор и абсорберы СНД и СВД тоже параллельная.

Эти условия определяют равенство температур слабого раствора, выходящего из генераторов СНД и СВД, равенство температур крепкого раствора, выходящего из абсорберов СНД и СВД равенство концентраций бинарного пара, выходящего из дефлегматоров СНД и СВД.

Рис.2.6 Схема двухступенчатой абсорбционной холодильной машины: 1 - ступень высокого давления (СВД); 2 - ступень низкого давления (СНД); 3 - конденсатор; 4 - испаритель

Особенностью расчета данной схемы является выбор величины промежуточного давления как функции - суммы тепловых нагрузок генераторов СНД и СВД. Величина Р_т может быть определена графоаналитическим путем.

При этом для нескольких значений, например трёх, промежуточного давления в интервале Р_о<Р_т<Р_к ведется расчет цикла с определением суммы тепловых потоков генераторов СНД и СВД, строится график зависимости и определяется значение Р_т, при котором эта сумма будет иметь минимальное значение.

Цикл двухступенчатой АВХМ представлен на рис.2.7

Рис. 2.7 Цикл двухступенчатой абсорбционной холодильной машины

Методика определения Р_т в соответствии с циклом представляется следующим образом: СВД

(2.23), СНД (2.24)

Удельные тепловые нагрузки дефлегматоров СНД и СВД, кДж/кг,

(2.25)

(2.26)

Удельные тепловые нагрузки генераторов СНД н СВД, кДж/кг,

(2.27)

(2.28)

Для каждого из 3-х значений Р_т находится сумма

(2-29)

Результаты расчета наносятся на график, откуда определяется Р_т.

После определения Р_т строится действительный цикл двухступенчатой холодильной машины и ведется расчет каждой ступени как одноступенчатой АВХМ в заданных интервалах давлений.

Уравнение теплового баланса холодильной машины:

(2.30)

Тепловой коэффициент цикла:

(2.31)

Абсорбционная водоаммиачная холодильная машина с материальной регенерацией. Принцип действия АВХМ с материальной регенерацией представлен на рис. 2.8.

В цикле холодильной машины с материальной регенерацией происходит ступенчатое снижение давления слабого раствора с дальнейшим понижением его концентрации от о_а до о_а* и повышение давления крепкого раствора с увеличением его концентрации от о_,r до о_,r*. Для этих целей в схеме предусмотрены деконцентратор и концентратор.

Пары аммиака, выделяющиеся из слабого раствора после дросселирования в РВ-1, отводятся от потока в деконцентраторе при давлении Р_т и используются для донасыщения крепкого раствора в концентраторе.

Рис. 2.8 Схема абсорбционной холодильной машины с одной ступенью материальной регенерации: 1 - деконцентратор; 2 - концентратор

В результате дополнительной деконцентрации слабого раствора и соответствующего донасыщения крепкого раствора интервал дегазации в цикле увеличивается.

Совокупность деконцентратора с концентратором образует ступень материальной регенерации. Число ступеней материальной регенерации может колебаться в широких пределах.

Особенностью расчета является определение промежуточных давлений в ступенях материальной регенерации.

Промежуточное давление определяется из условия равенства масс пара, выделившегося из слабого раствора в деконцентраторе и поглощенного в концентраторе.

Цикл холодильной машины с одной ступенью материальной регенерации представлен на рис. 2.9.

Методика определения промежуточного давления представляется следующим образом:

задается ряд значений Р_т и ведется расчет ступеней материальной регенерации: для интервала дегазации высокого давления:

(2.32)

для интервала дегазации низкого давления:

(2.33)

Рис. 2.9 Цикл абсорбционной холодильной машины с одной ступенью материальной регенерации

Масса пара, выделившегося в деконцентраторе из 1 кг слабого раствора при первом дросселировании (снижении концентрации от о_а до о_а*), определяется по диаграмме о-i: