Балашов Д. А., аспирант (ОГАХ, Одесса)

УДК 621.56
Малков В.Е., студент (ОГАХ, Одесса)
Балашов Д. А., аспирант (ОГАХ, Одесса)
Милованов В.И., д-р техн. наук, проф., (ОГАХ, Одесса)
ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫ, РАБОТАЮЩИЕ НА
НАТУРАЛЬНЫХ ХЛАДАГЕНТАХ ДЛЯ ТОРГОВЛИ И ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
В статье будут рассмотрены конструкции компрессоров, работающих
на СО2 и методы повышения их эффективности.
Ключевые слова: Углекислый газ, компрессор, надкритическая
область, хладагент, индикаторная диаграмма, коэффициент полезного
действия.
Компрессоры, предназначенные для использования в холодильных
установках на СО2, значительно отличаются от стандартных.
При рассмотрении термодинамических свойств CO2 становится ясно, что
высокие температуры окружающей среды влекут за собой высокие давления
конца сжатия и высокие температуры на выходе из газоохладителя, что
сказывается негативно и вносит свои коррективы на конструкцию компрессора.
Высокие давления конца сжатия и давления на линии всасывания предполагают
высокую прочность конструкции для обеспечения
безопасности её
эксплуатации.
Использование
полугерметичного
компрессора
с
воздушным
охлаждением приводит к значительному росту коэффициента подачи
компрессора и коэффициента полезного действия по сравнению с
компрессорами с охлаждением всасываемым газом, (см. рис. 1). Например,
возможность отдельного или комбинированного применения полугерметичного
компрессора с воздушным охлаждением в ступени низкого давления имеет
преимущество высокого КПД компрессора и низкой температуры на выходе из
компрессора. Использование полугерметичного компрессора с охлаждением
всасываемым газом в ступени высокого давления дает возможность оптимально
использовать тепловую энергию ступени для регенерации тепла. Компрессоры
и их компоненты, предназначенные для надкритической области и имеющие
допустимое рабочее давление 60 бар, также и в докритической области
гарантируют высокую рабочую надежность, т.к. установка после остановки
должна разгружаться не непосредственно через нагнетательные клапана.
Кроме этого компрессора с воздушным охлаждением могут применяться
в одноступенчатых установках глубокого охлаждения до температуры кипения
-40°С. В случае использования полугерметичных компрессоров с охлаждением
всасываемым газом при таких низких температурах кипения наблюдается
сильный нагрев всасываемого газа от двигателя. В результате этого
температура компрессора быстро достигает предельных величин. При
применении компрессора с воздушным охлаждением двигатель охлаждается
воздухом, компрессор работает в этом случае с прямым всасыванием газа. В
этом случае всасываемый газ не нагревается дополнительно от двигателя, а
напрямую, без подачи его на охлаждение двигателя, всасывается в компрессор.
Рисунок 1. Сравнение компрессора с воздушным охлаждением и
полугерметичного компрессора с охлаждением всасываемым газом, работающих на
СО2
Минимизация нагревания всасываемого газа положительно влияет на
коэффициент подачи и коэффициент полезного действия компрессора особенно
в случае использования хладагента СО2. Малый перегрев газа в этом случае
приводит к высокой плотности хладагента и, как результат, повышает
массовый расход на входе в компрессор. Это выражается в повышении
холодопроизводительности. Кроме этого, более крутые изоэнтропы в области
небольших перегревов газа являются причиной более низких потребляемых
мощностей компрессора и более низких температур конца сжатия. В результате
для простой системы с компрессором с воздушным охлаждением и
следующими условиями эксплуатации: температура кипения -10°С, давление
нагнетания 90 бар и температура на выходе из охладителя газа 35°С, получаем
повышение холодильного коэффициента на приблизительно 11% по сравнению
с полугерметичным компрессором с охлаждением всасываемым газом.
Характеристическими параметрами для оценки эффективности
компрессоров являются объемный и изоэнтропный коэффициенты полезного
действия. Объемный КПД определяется как отношение эффективного и
геометрического объемных расходов. Основные влияющие на объемный КПД
факторы - это дополнительный перегрев газа на всасывании между запорным
вентилем на линии всасывания и входом в цилиндр, этот перегрев происходит
вследствие потерь тепла в двигателе, теплообмена с поверхностями цилиндра и
теплообмена между сторонами всасывания и нагнетания, а также
функциональных неполадок клапанов. Дросселирование, трение и потери в
двигателе оказывают очень большое влияние на изоэнтропную эффективность
компрессоров. Изоэнтропный КПД компрессора можно легко рассчитать, если
мы изоэнтропную потребляемую мощность умножим на объемный КПД и
разделим на мощность, измеренную на клеммах. Полученное значение будет
содержать все потери. Вышеперечисленные значения могут быть также
описаны посредством общего «внешнего» КПД компрессора. Индицированные
КПД определяют внутренние потери. Индицированный объемный КПД
определяется как отношение между индицированным объемным расходом и
объемной производительностью. Он описывает, таким образом, потери
полезного всасываемого объемного расхода вследствие обратного расширения
и дроссельных потерь. Индицированный КПД определяется как отношение
изоэнтропной потребляемой мощности и индицированной потребляемой
мощности. Потери энергии в процессе сжатия могут быть определены как
потери вследствие неплотностей, дроссельных потерь и потерь вследствие
теплопередачи в цилиндре. Индицированные КПД не будут рассмотрены в этой
статье. Однако на основании PV-диаграммы (см. рис.2) можно описать
динамические процессы в цилиндре.
При объяснении преимуществ и недостатков конструкции с коротким
ходом поршня необходимо также учесть и эффективность. На первый взгляд
недостатки кажутся более значимыми с точки зрения эффективности. Короткий
ход поршня, а, следовательно, и большой диаметр цилиндра приводит к
повышению мертвого объема в цилиндре. Кроме этого увеличивается линия
уплотнения поршневых колец, что приводит к увеличению потерь вдоль
поршня. Было предложено применять более длинные поршни, чтобы
уменьшить потери вдоль поршня. Это может дать положительный эффект для
компрессоров с очень маленьким объемом цилиндра, однако не для
компрессоров большой мощности.
Альтернативное решение было разработано как концепция моделей
компрессоров 4МТС до 4FTC. Целью разработки была компенсация
негативного влияния короткого хода поршня на объемный КПД. Поршни
имеют по три поршневых кольца. Это решение гарантирует уменьшение
протечек вдоль поршня. Кроме этого, данный вариант с тремя поршневыми
кольцами приводит к меньшему падению давления в каждой ступени и,
следовательно, к уменьшению нагрузки на каждое поршневое кольцо, в
результате чего повышается срок службы.
Рисунок 2. Индикаторная диаграмма при регулировании частоты оборотов между 700 и 1900 об/мин –
компрессор 4HTC-20K.
Разумеется, поршневые кольца оптимизируются и с точки зрения
снижения трения, чтобы минимизировать потери, входящие в изоэнтропный
КПД. До минимума сокращается мертвый объем модели компрессора, с учетом
высокой безопасности эксплуатации. Преимущества большего диаметра
цилиндра с точки зрения сечений потока клапанной доски очевидны.
Имеющийся объем используется для того, чтобы оптимизировать сечения
потока и расположение клапанов. Чтобы минимизировать дроссельные потери
не только для номинальной частоты оборотов, но и для частоты оборотов
свыше 70 Гц, необходимо соответствующим образом спроектировать сечения
потока. При высоких массовых расходах скорость потока возрастает и
повышает падение давления, которое находится от нее в квадратичной
зависимости. Дроссельные потери приводят к более низкому индикаторному
коэффициенту полезного действия компрессора. Имеющаяся в распоряжении
относительно большая поверхность используется для оптимального дизайна
клапанов, чья эффективность напрямую связана с надежностью работы
компрессора. Это позволяет предотвратить замедленное закрытие
всасывающих и нагнетательных клапанов и минимизировать протечки в
клапанах. Сбои в работе могут уменьшить индикаторный объемный КПД
компрессора, однако вышеописанная концепция позволяет этого избежать.
Охлаждение двигателя в моделях компрессора 4МТС, 4КТС, 4JTC, 4НТС
и 4FTC осуществляется посредством всасываемого газа. При охлаждении
всасываемым газом необходимо найти золотую середину между необходимым
и излишне сильным охлаждением двигателя. Байпас на всасывании газа или
недостаточное охлаждение двигателя всасываемым газом делают необходимым
отвод тепла посредством внешнего охлаждения масла или посредством
охлаждения окружающим воздухом. Чересчур сильное охлаждение двигателя
приводит, вследствие особенно хороших охлаждающих свойств СО2, к очень
низким температурам масла в масляной ванне и излишне сильному перегреву
газа на всасывании, и, как результат, к потерям с точки зрения объемного КПД.
В вышеупомянутых моделях были приняты соответствующие меры по
внутреннему конструктивному исполнению пространства двигателя, в
результате чего поток всасываемого газа был разделен. Внутренние каналы
предназначены для того, чтобы определенное количество всасываемого газа
омывало двигатель, по пути в полость всасывания компрессора. Достаточное
охлаждение двигателя обеспечивается количеством всасываемого газа, который
протекает вдоль статора. Благодаря этому может быть достигнут высокий
объемный КПД, и отпадает необходимость в организации внешнего
охлаждения двигателя и масла при применении в рабочих условиях, отличных
от номинальных. Чтобы минимизировать теплообмен в области головок
цилиндров от стороны давления к стороне всасывания, используется новый
дизайн данного конструктивного узла. Полости нагнетания и всасывания
разделены между собой. Соответствующее снижение теплообмена
положительно влияет на объемный и изоэнтропный КПД.
Объемный и изоэнтропный КПД компрессора модели 4НТС-20К
представлены на рис.3, где производится сравнение компрессоров первых
поколений с современным уровнем техники. Коэффициенты полезного
действия были определены при следующих условиях: рабочая частота 50 Гц,
постоянное давление всасывания 28,0 бар, величина перегрева газа на
всасывании 10 К; давление соответствует температуре кипения -8°С. На
рисунке представлены коэффициенты полезного действия для давлений сжатия
от 50 бар до 112 бар. Давление в 50 бар соответствует температуре
конденсации 14°С, а 112 бар соответствует оптимальному давлению сжатия
при температуре на выходе из охладителя газа приблизительно 45°С. При
проектировании компрессора объемный КПД был существенно улучшен. При
величине степени сжатия 2,5, соответствующей давлению сжатия 70 бар,
удалось достичь повышения объемного КПД на 10%. С самого начала головки
цилиндров были снабжены раздельными полостями нагнетания и всасывания.
При повышенных давлениях нагнетания, типичных для высоких температур на
выходе из охладителя газа, а также для высоких потребляемых мощностей
двигателя, температуры нагнетаемого газа также сильно растут. Таким
образом, всасываемый газ на участке между запорным вентилем на всасывании
и полостью всасывания подвергается сильному влиянию тепловых потерь
двигателя и теплообмена с нагретыми стенками цилиндров и стороной
нагнетания. Значения объемного КПД показывают, что тепловую нагрузку на
всасываемый газ в процессе проектирования компрессора удалось сократить.
Также в процессе разработки были оптимизированы рабочие вентили. Как
показывается на рис.3, был значительно улучшен не только объемный, но и
изоэнтропный КПД. При степени сжатия 2,5 удалось его увеличить на 12%.
Дроссельные потери и потери на трение были уменьшены. Пример: при
условии наличия максимальной температуры на выходе из охладителя газа
35°С и при давлении сжатия 90 бар, степень сжатия в номинальной расчетной
точке данной теоретически возможной холодильной установки составляет 3,2.
При температуре конденсации 14°С степень сжатия компрессора равна
значению 1,8. Таким образом, общий изоэнтропный КПД рассматриваемого
компрессора в этом примере холодильной установки, работающей в указанной
области рабочих параметров, значительно выше значения 0,65. Это означает
эффективную работу компрессора во все времена года и делает возможным
получить высокие значения SEER (Европейского сезонного показателя
энергоэффективности) системы. Тот факт, что изоэнтропный коэффициент
эффективности имеет такую пологую характеристику, является типичным для
поршневого компрессора. Мертвый объем содержит определенное количество
хладагента. Во время обратного движения поршня происходит обратное
расширение, которое давит поршень вниз. Действующая сила передается через
эксцентриковый вал и уменьшает требуемый крутящий момент для поршня,
который двигается вниз. Закритические области применения СО2 требуют
создания компрессоров, эффективно работающих при всех рабочих условиях,
чтобы достичь значений холодильных коэффициентов установок, работающих
в зонах с умеренным климатом на частично галогенированных
фторосодержащих углеводородах (H-FKW-хладагенты) или превысить эти
значения.
В рамках процесса проектирования и оптимизации проводились
подробные исследования индикаторной работы компрессора. Рис. 2 показывает
пример PV-диаграммы с данными измерений компрессора модели 4НТС-20К.
Функционирование рабочих клапанов было исследовано при работе с
преобразованием частоты при постоянных рабочих условиях на всасывании и
нагнетании. Все измерения соответствуют давлению всасывания 26,5 бар и
давлению нагнетания 90 бар, величине перегрева всасываемого газа 10К и
частотам оборотов компрессора между 700 и 1900 об/мин. Сразу после
прохождения поршнем нижней мертвой точки он начинает двигаться вверх (1).
Из диаграммы видно, что линии сжатия (1) до (2) при различных частотах
оборотов компрессора являются почти идентичными и демонстрируют этим
хорошие запорные свойства всасывающих клапанов при переменном массовом
расходе. Такт выпуска наблюдается между (2) и (3). Различные
характеристические
кривые
показывают
определенное
отклонение
избыточного давления.
Разумеется, необходим определенный дифференциал давлений между
давлением сжатия и давлением нагнетания, чтобы выдавить сжатый газ из
цилиндра в полость нагнетания головки цилиндр,0. Измеренный дифференциал
давления при частотах вращения от 700 до 1900 об/мин лежит в пределах от 3
до 11 бар. Когда поршень находится в верхней мертвой точке, нагнетательный
клапан закрывается и при движении поршня вниз начинается процесс
обратного расширения между (3) и (4). Оставшийся в мертвом объеме
цилиндра газ расширяется до давления на всасывании (4). Почти идентичные
характеристические кривые показывают хорошую запорную способность
нагнетательных клапанов.
Рисунок 3. Объёмный и изоэнтропный КПД – компрессор 4HTC-20K
Дифференциалы давлений между давлением открытия всасывающих
клапанов и давлением всасывания можно можно увидеть между (4) и (1).
Данные дифференциалы для представленной области частот оборотов между
700 и 1900 об/мин. лежат в пределах от 2 до 6 бар. Из индикаторной диаграммы
видно, что рабочие клапана оптимально спроектированы для применения с
регулировкой частоты. Сбои, как, например, закрытие клапана с задержкой, не
наблюдаются. В настоящее время в ряде стран проводятся работы по созданию
компрессоров, предназначенных для комплектации холодильных машин, работающих на СO2. Завершение этих работ и широкое внедрение С02 в
холодильную технику в качестве хладагента уменьшит отрицательное
воздействие этой техники на экологическую обстановку в мире.
Расширение работ по данной проблеме в Украине позволит нашей стране
внести более значительный вклад в усилия мирового сообщества по решению
глобальных экологических проблем. Поэтому следует развивать в Украине
перспективу внедрения холодильных технологий, работающих на СО2.
Литература
1.
Manuel Fröschle, Aktuelle Möglichkeiten und Potenzial von
Kälteanlagen-schaltungen mit dem Kältemittel R744 (CO2) // Kälte Luft &
Klimatechnik.-2010.-März –P.24-29.
2.
Oliver
Javerschek,
Günter
Dittrich,
Moderne
Verdichterechnologie für gewerbliche Kälteanwendungen mit CO2 // Kälte Luft
& Klimatechnik.-2010.-Juli/August –P.18-22.
Направление: использование хладотеплотехники в технологиях производства и
хранения пищевых продуктов.