Theoretical basis and practical implementation of “bi-refrigerant” and “two-compressor” refrigeration machine schemes

Full Text

ВВЕДЕНИЕ

Анализу и исследованию проблемы энергоэффективности холодильных машин в последнее время посвящается все больше научно-исследовательских теоретических и экспериментальных работ. В частности, учитывая тему данной статьи, наиболее интересными в области анализа схем и циклов являются исследования [1, 2], касающиеся нестандартных источников тепла [3–5] или теплоиспользующих холодильных машин [6]. Однако, в настоящей статье предложен иной метод оптимизации использования холодильной машины, основанный на теоретическом анализе схемы холодильной машины, способной обеспечить работу на средне- и низкотемпературном холодильных агентах с их периодической взаимной заменой (по потребности в средне- и низкотемпературном режиме). Также предложена схема холодильной машины с периодической сменой двухступенчатого и одноступенчатого сжатия для достижения заданных перепадов давлений. Обе схемы предопределяют требования к системам автоматического регулирования, управления и защиты.

Условия внешней среды и температура кипения, как известно, налагают определенные требования на подбор холодильного агента и расчет холодильной машины [7], что часто обусловливает разбивку расчетного периода работы холодильной машины на два сезона: летний и зимний, или основной режим работы (например, холодильное хранение) и неосновной (например, замораживание сезонных или периодически поступающих на холодильник продуктов). Особенно остро такая необходимость может возникать в сезонных холодильниках и холодильниках, работающих в условиях больших перепадов температур окружающей среды, периодически возникающих в некоторых географических районах. Для облегчения изложения материала статьи используем условное понятие «бихладагентная холодильная машина», предполагающее работу холодильной машины в режиме собственно холодильной машины, теплового насоса или теплофикационной машины круглогодичный период времени. В данной статье за основу рассмотрения взят холодильный цикл.

Потребность в двухсезонной («бихладагентной») холодильной машине возникает не по причине колебания коэффициента преобразования (COP) при разных условиях внешней среды (хотя это имеет место) или смены режима работы с холодильного цикла на тепловой (тепловой насос), а вследствие сезонности поступления продуктов, подлежащих первичной обработке (быстрому замораживанию). Общеизвестно, что период хранения продуктов находится в прямой зависимости от скорости замораживания, определяемой во многом температурой процесса [8–9]. Ввиду пока еще более высокой стоимости инертных газов для шоковой заморозки продуктов, по сравнению с классическим холодильным способом замораживания, последний является более предпочтительным [10–14].

Безопасная и эффективная эксплуатация «бихладагентной» холодильной машины определяется рядом показателей, наиболее существенные из которых — это безопасность с позиции вероятности возникновения гидроудара и увеличения COP. Существенными индикаторами безопасной и эффективной эксплуатации являются свойства, особенности и термодинамические показатели холодильного агента (например, удельный объем всасываемого пара, температуры конденсации tк и кипения t₀, отношение давлений конденсации и кипения P_к / P₀) [15–18].

ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

Цель исследований — теоретически обосновать практическую реализацию схем «бихладагентной» и «двухкомпрессорной» холодильных машин.

Задачи исследования:

• разработать принципиальную схему «бихладагентной» холодильной машины, работающей на периодически сменяющих друг друга «сезонных» хладагентах, и представить принципиальную схему «двухкомпрессорной» холодильной машины, предусматривающей возможность периодической смены одноступенчатого цикла на двухступенчатый;
• представить схему автоматического управления предлагаемыми решениями на примере «бихладагентной» холодильной машины;
• представить математическое сопровождение и обоснование разработанных схем.

ОСНОВНАЯ ЧАСТЬ

Принципиальная схема «бихладагентной» холодильной машины представлена на рис. 1.

 

Рис. 1. Принципиальная схема «бихладагентной» холодильной машины: И — испаритель; КД — конденсатор; КМ — компрессор; НС — насос; ОЖ — отделитель жидкости; РЛ — ресивер линейный; СВ1…СВ3 — клапан соленоидный; ТРВ — вентиль терморегулирующий; ХХ — емкость хладагента зимнего периода; ЛХ — емкость хладагента летнего периода; М — электродвигатель; NCSI — контроллер сезонного переключения; NS — контактор; PS — реле давления; TE — датчик температуры.

 

Рассмотрим принцип действия схемы «бихладагентной» холодильной машины на рис. 1. Циркуляция любого из двух хладагентов проходит по стандартной схеме последовательно через элементы КМ-СВ1-КД-РЛ-ТРВ-И-ОЖ. Смена хладагента, например, с «зимнего» на «летний» предполагает перенаправление с помощью контроллера управляющей фазы с основных (аварийных) реле давления компрессора на реле давления PS, которое остановит компрессор при крайне низком давлении всасывания, при котором, как предполагается, весь «зимний» хладагент будет перекачан компрессоров в емкость ХХ. При переходе машины на режим смены хладагента, при работающем компрессоре автоматически закрывается проходное сечение соленоидного клапана СВ1, открывается клапан СВ2а, через который «зимний» хладагент попадает в емкость хладагента зимнего периода ХХ. Для конденсации хладагента в емкости ХХ запускается насос НС, который подает охлаждающую воду через соответствующий теплообменник. По достижению крайне низкого давления всасывания компрессор останавливается по реле PS. Далее начинается процесс запуска в систему «летнего» хладагента непосредственно в ресивер РЛ через клапан СВ3б по жидкой фазе из емкости для «летнего» хладагента ЛХ, и по паровой фазе — в компрессор через клапан СВ3в и отделитель жидкости ОЖ. Во время работы КМ клапан СВ1 открыт. Аналогично происходит смена «летнего» хладагента на «зимний», меняется только схема питания соленоидных клапанов.

Особенность принципа действия представленной холодильной машины состоит в следующем. При изменении тепловой нагрузки на конденсатор или при необходимости увеличения перепада температур t₀-t_к происходит автоматическое замещение одного хладагента другим.

На рис. 2 показана схема автоматического управления «бихладагентной» холодильной машиной. Схема представлена для одного из периодов, и означает, что для второго из них нужна аналогичная или близкая по принципу действия схема.

 

Рис. 2. Схема автоматического управления «бихладагентной» холодильной машиной (для одного из периодов): KM — компрессор; НС — насос; СВ1…СВ3 — клапан соленоидный; H — срабатывание по высокому уровню; KS — реле времени; L — срабатывание по низкому уровню; NCSI — контроллер сезонного переключения; NS — контактор; PS — реле давления; TE — датчик температуры; TS — реле температуры; XS — переключатель питания резервного.

 

Из рис. 2 видно, что автоматическая смена хладагента в холодильной машине производится по команде контроллера сезонного переключения NCSI, сигналы от датчиков температуры TE на который поступают с точек фиксации температуры хладагента после ТРВ, атмосферного воздуха и воздуха в холодильной камере. Временное открытие соответствующих соленоидных клапанов обеспечивается реле времени KS. На период времени смены хладагента отключается основное реле давления PS и включается «сезонное» (на рисунке слева), иначе машина остановилась бы по достижению аварийного давления по нижнему пределу L.

Полупериод времени перезарядки системы:

$\frac{1}{2}T=\frac{M}{{\displaystyle \sum _{}}m}, ми{н}^{-1}$ (1)

где M — масса откачиваемых паров в единицу времени при данных параметрах p_вс и t_вс (массовый расход хладагента), кг/мин; Σm — общая масса хладагента во всем контуре холодильной машины, кг.

Суммарное тепло, которое нужно отвести от хладагента для всасывания компрессором перегретого пара рассчитывается по формуле:

$\sum _{}Q=q_1+q_2-q_3, Вт$ (2)

где q₁ — теплота фазового перехода жидкость-пар в испарителе, Вт; q₂ — теплота перегрева хладагента в испарителе, Вт; q₃ — потери на фазовый переход жидкость-пар при дросселировании, Вт.

При условном равенстве мощности испарителя Q₀ (кВт/мин) и ΣQ с приближенной точностью можно принять

$\frac{1}{2}T=\frac{Q_0}{q_0}\left(\sum _{}m\right), ми{н}^{-1}$ (3)

где q₀ — холодопроизводительность хладагента, кДж/кг.

В качестве рабочих веществ примем R410a и R134a и проведем расчет в программе CoolPack при различных режимах (табл. 1). Среди параметров в первую очередь интересует давление p и показатель совершенства цикла (показатель эффективности — СOP). Для большинства пищевых продуктов температура замораживания на уровне -45…-40 ℃ является достаточной для увеличения периода хранения до 1,2 и более раза [8, 13].

 

Таблица 1. Расчет параметров работы и COP холодильной машины в программе CoolPack при различных температурных режимах «сезонных» хладагентов

Table 1. Calculation of operating parameters and COP of a refrigeration machine in the CoolPack program at various temperature conditions of “seasonal” refrigerants

Параметр/показатель	Значение параметра/показателя		Значение параметра/показателя
	R134a	R410a	R134a	R410a
Переохлаждение Δtп, ℃	5
Температура кипения t0, ℃	-22		-45
Температура конденсации tк, ℃	25		25
Давление кипения p0, МПа	0,12	0,37	0,038*	0,14
Давление конденсации pк, МПа	0,66	1,64	0,66	1,64
Относительное повышение давления ε	5,50	4,51	17,37	11,71
COP	2,733	2,650	1,638	1,596
Примечание: * Зона вакуума

 

Из таблицы 1 видно, что для R410a t₀ = -45 ℃ ε ≈ 12 (что соответствует низкотемпературному компрессору), что является достаточным условием применения одноступенчатой холодильной машины с кратковременным сезонным периодом работы [19], однако, это также налагает ограничения на R134a, поэтому столь высокое значение ε в предлагаемой схеме нецелесообразно. Также показано, что R134a при температуре -45 ℃, во-первых, холодильная машина работает в области значительного вакуума (0,38 атм.), что создает большие проблемы при эксплуатации (возможность подсоса в систему воздуха со всеми последствиями), во-вторых, показатель ε ≈ 17,5, что делает практически невозможной работу компрессора вследствие обратного расширения сильно сжатого рабочего вещества, оставшегося в мертвом пространстве [20], т.к. в последнем случае работа компрессора W_км практически будет бесконечно близка к нулю.

Для математического анализа эффективности работы зададим в качестве ее индикатора работу компрессора на одних и тех же параметрах внешней среды.

На графике функции определение работы производится через координаты pdV-h (произведение давления p на дифференциал объема dV, и энтальпию h процесса). В данном случае попытаемся применить другой метод графического представления работы компрессора (рис. 3). Вместо суммы работ всасывания -p_всV, сжати и нагнетания p_нV_н, или , используем условный log p_iV_i, принимая работу компрессора через единицу графического представления информации W_км = f (pV, h), т.е. предполагаем, что работу компрессора можно найти через график функции по двум переменным, приняв log pV в качестве одной из них, причем p₁V₁ и p₂V₂ соответствуют показателям давления и удельного объема в точках всасывания и нагнетания, что является также характерной особенностью метода, при этом график изображается в строгом соответствии с масштабом для перевода площади на графике в действительные единицы работы.

 

Рис. 3. График к анализу эффективности работы холодильной машины.

 

Из графика можем вывести (в соответствии с рисунком 3):

$det=\left[\begin{array}{cc}{h}_1& \left(p_1{V}_1\right)\\ h_2& \left(p_2{V}_2\right)\end{array}\right]$ (4)

$det=h_1\left(p_2{V}_2\right)-h_2\left(p_1{V}_1\right)$ (5)

Как хорошо показано в последних представленных данных, можно использовать различные переменные для графического определения работы и энергоэффективности. Рациональность применения таких способов определяется удобством использования и погрешностью результатов расчета. Данный способ можно реализовать при необходимости графического представления термодинамических данных с последующим переводом в реальные единицы измерения физических величин посредством определения площадей, что удобнее делать в САПР.

В части вышесказанного видится перспектива предложенной схемы, обусловленная, в частности, недостатком работы машин на среднетемпературных хладонах при низких t0 в области давлений p < 0,1 МПа.

Важной составляющей предлагаемой схемы является свойство компрессора работать в течение непродолжительного периода времени в условиях вакуума. Следует отметить проблему нехватки (избытка) масла в компрессоре, в зависимости от смешиваемости хладагентов с маслом или эффективности применения отделителя масла, а также проблему периодической кратковременной работы машины в условиях вакуума. Кроме того, важно добавить, что ввиду работы холодильных компрессоров на заданном перепаде давлений, от проектировщика требуется тщательный расчет режимов работы холодильной машины под конкретные сезонные термодинамические параметры и правильный подбор рабочих веществ.

В качестве альтернативы схеме на рис. 1, рис. 4 показывает схему «двухкомпрессорной» холодильной машины.

 

Рис. 4. Схема «двухкомпрессорной» холодильной машины: И — испаритель; КД — конденсатор; КМ1…КМ2 — компрессор 1-й и 2-й ступеней, соответственно; ЭРВ — электронный терморегулирующий вентиль; M — электродвигатель компрессора

 

На схеме условно не показаны вспомогательные элементы холодильной машины. Такая схема требует тщательного расчета теплообменных аппаратов (в том числе форконденсатора или переохладителя) и промежуточных межступенчатых охладителей, правильного расположения запорной арматуры, приборов защиты, регулирования и управления. Данная схема определяет более сложную систему регулирования температуры и перепада давлений. Особенно этот аспект имеет важное значение при определении характеристик терморегулирующего вентиля. Последняя проблема может решаться автоматическим переключением между двумя терморегулирующими вентилями (механическими) через соленоидные клапаны, как показано на рис. 5.

Представим математическое сопровождение схемы на рис. 5 для обоснования целесообразности ее применения, используя в них следующие обозначения: W — работа компрессора, N — мощность компрессора, Т — температура, Т_н — температура нагнетания, p — давление, p_вс — давление всасывания; p_н — давление нагнетания, V — объем, V_вс — объем всасываемого газа, V_н — объем нагнетаемого газа, t — время, h — энтальпия, s — энтропия, q — теплота, c — удельная теплоемкость, ε — относительное повышение давления, λ — коэффициент подачи, λ₁ — коэффициент подачи одноступенчатого компрессора, λ₂ — коэффициент подачи двухступенчатого компрессора.

 

Рис. 5. Схема расположения терморегулирующих вентилей для соответствующих перепадов давлений кипения и конденсации «двухкомпрессорной» холодильной машины.

 

Как известно, энергетические затраты на работу холодильной машины определяются, в основном, энергией, затрачиваемой на работу компрессора (всасывание, сжатие и нагнетание) [19]:

$W=p_{\hat{a}\tilde{n}}{V}_{\hat{a}\tilde{n}}+{\int }_2^{1}pdV+p_i{V}_i={\int }_2^{1}Vdp$ (6)

Приведем здесь также уравнения термодинамики [19]:

$dq=dh-Vdp,$ (7)

$dq=Tds,$ (8)

$W=∆h-{\int }_1^{2}Tds.$ (9)

Тогда мощность компрессора в дифференциальном виде

$dN=\frac{dW}{dt},$ (10)

$dN=\frac{{\partial }^{2}q}{\partial t^2}+\frac{{\partial }^{2}h}{\partial t^2},$ (11)

$dN=\frac{{\partial }^{2}s}{\partial t^2}+\frac{{\partial }^{2}h}{\partial t^2}.$ (12)

Откуда следует вывод:

$\lambda =f\left(\epsilon \right),$ (13)

при правильном подборе ступеней сжатия (напомним, что для хладоновой холодильной машины при p_н / p_вс ≥ 9…12 принимается двухступенчатая схема)

${\lambda }_1<{\lambda }_2,$ (14)

в свою очередь, чем выше ε, тем больше приращение энтропии Δs:

$\epsilon \uparrow \Rightarrow ∆\epsilon \uparrow ,$ (15)

что приводит к хорошо известному выводу о целесообразности двухступенчатого сжатия с промежуточным (межступенчатым) охлаждением хладагента

$s=f\left(\epsilon \right),$ (16)

температура нагнетания одноступенчатого холодильного компрессора графическим методом определяется по термодинамической диаграмме хладагента через линию адиабаты, т.е. можно выполнить графическое построение зависимости

$T_i=f\left(\epsilon \right),$ (17)

$T_i=f(∆p),$ (18)

что означает следующее: 1) разница работ одно- и двухступенчатого компрессора (с промежуточным охлаждением) определится приращением Δs, на термодинамической диаграмме также хорошо видно большее значение Δh при одноступенчатом сжатии по сравнению с двухступенчатым с промежуточным охлаждением; 2) как хорошо известно, c = f (T), и чем выше температура, тем выше c

$T\uparrow \Rightarrow c\uparrow ,$ (19)

что также определяет большую экономичность цикла на рис. 4 при двухступенчатом сжатии с промежуточным охлаждением хладагента, о чем свидетельствует хорошо известное из термодинамики уравнение

$Tds=cdT+Vdp.$ (20)

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Таким образом, результаты настоящего исследования позволяют сделают заключение о теоретически обоснованной возможности применения схем «бихладагентной» и «двухкомпрессорной» холодильных машин. Например, на производствах с сезонным краткосрочным поступлением продуктов небольшой периодичности, подлежащих быстрому (низкотемпературному) замораживанию, или на других производствах, требующих периодическую смену температур кипения холодильного агента.

Задерживающим фактором применения предлагаемой схемы «бихладагентной» холодильной машины может стать подбор компрессорного масла, способного работать на двух хладагентах, и необходимость тщательного решения проблемы циркуляции и его возврата в компрессор. Однако, следует отметить, что эта проблема также является вполне разрешимой.

ДОПОЛНИТЕЛЬНО

Вклад авторов. И.Е. Сязин — формулировка темы и названий разделов, сбор и анализ литературных источников, написание текста статьи; А.В. Гукасян — обзор литературы, редактирование статьи. Все авторы подтверждают соответствие своего авторства международным критериям ICMJE (все авторы внесли существенный вклад в разработку концепции, проведение исследования и подготовку статьи, прочли и одобрили финальную версию перед публикацией).

Конфликт интересов. Авторы декларируют отсутствие явных и потенциальных конфликтов интересов, связанных с проведенным исследованием и публикацией настоящей статьи.

Источник финансирования. Авторы заявляют об отсутствии внешнего финансирования при проведении исследования и подготовке публикации.

ADDITIONAL INFORMATION

Authors’ contribution. I.E. Syazin — formulation of the topic and section titles, collection and analysis of literary sources, writing the text of the article; A.V. Gukasyan —literature review, article editing. All authors confirm that their authorship meets the international ICMJE criteria (all authors made a significant contribution to the development of the concept, conduct of the study, and preparation of the article and read and approved the final version before publication).

Competing interests. The authors declare that they have no competing interests.

Funding source. The authors declare that there was no external funding for the research and preparation of the publication.

About the authors

Ivan E. Syazin

Kuban State Technological University

Author for correspondence.
Email: 1syazin@gmail.com
ORCID iD: 0000-0003-3939-7722

Dr. Sci. (Tech.), Assistant Professor

Russian Federation, Krasnodar

Aleksandr V. Gukasyan

Kuban State Technological University

Email: aleksandr_gukasyan@mail.ru
ORCID iD: 0000-0003-3622-448X

Dr. Sci. (Tech.), Assistant Professor

Russian Federation, Krasnodar

References

Supplementary files