Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Анализ современного состояния работ и перспективы развития воздушно-холодильных машин
1.1. Общая характеристика воздушно-холодильных машин 19
1.2. Теоретический (обратимый) цикл ВХМ 20
1.3. Регенеративный обратимый цикл ВХМ 25
1.4. Реальный (необратимый) цикл ВХМ 28
1.5. Воздушно-холодильные машины с регенеративной осушкой влажного воздуха 34
1.6. Воздушно-холодильные машины с регенеративной осушкой влажного воздуха в составе авиационных систем кондиционирования воздуха 37
Выводы по главе 1 50
Глава II. Термодинамический анализ обратимых циклов воздушно- холодильных машин
2.1. Цикл воздушно-холодильной машины по модели полного баланса энергии 52
2.2. Цикл воздушно-холодильной машины с разделением работы 63
2.3. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины с полным балансом энергии 71
2.4. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины с разделением работы 91
2.5. Цикл воздушно-холодильной машины ступенчатого сжатия по модели полного баланса энергии 94
2.6. Цикл воздушно-холодильной машины ступенчатого сжатия по модели цикла с разделением работы 112
2.7. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины ступенчатого сжатия по модели полного баланса энергии 117
2.8. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины ступенчатого сжатия по модели цикла с разделением работы 127
Выводы по главе 2 134
Глава III. Комплексный анализ обратимого цикла воздушно- холодильной машины в составе авиационных систем кондиционирования воздуха
3.1. Обратимый цикл воздушно-холодильной машины в составе авиационных систем кондиционирования воздуха 135
3.2. Частные случаи и предельные температурные условия цикла 146
3.3. Область существования и предельные условия цикла. 152
3.4. Исследование влияния исходных параметров на термодинамическую эффективность цикла 162
3.5. Анализ оптимальных условий реализации цикла 170
3.6. Цикл ступенчатого сжатия 181
Выводы по главе 3 200
Глава IV. Комплексный анализ регенеративных циклов воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха .
4.1. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины по схеме (ГК+ТР) 201
4.2. Частные случаи и предельные температурные условия реализации регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР) 206
4.3. Анализ влияния исходных параметров на термодинамическую эффективность регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР) 218
4.4. Анализ оптимальных условий реализации регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР) 221
4.5. Регенеративный цикл по схеме (ГК+ТР) в условиях сравнения III рода 228
4.6. Сравнительный анализ нерегенеративного и регенеративного циклов по схеме (ГК+ТР) 230
4.7. Регенеративный цикл по схеме (ГК+ТР) ступенчатого сжатия 241
Выводы по главе 4 256
Глава V. Комплексный анализ циклов воздушно-холодильных 4 машин с регенеративной осушкой влажного воздуха .
5.1. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины по схеме (ТР+ГК) 258
5.2. Частные случаи и предельные условия реализации регенеративного цикла по схеме (ТР+ГК) 268
5.3. Исследование влияния исходных параметров на термодинамическую эффективность регенеративного цикла по схеме (ТР+ГК) 27 8
5.4. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины по схеме (ТР+ТК+ГК) 283
5.5. Термодинамическая эффективность регенеративного цикла по схеме (ТР+ТК+ГК) 296
5.6. Частные случаи и предельные условия регенеративного цикла по схеме (ТР+ТК+ГК) 299
5.7. Анализ влияния исходных параметров и оптимизация регенеративного цикла по схеме (ТР+ТК+ГК) 315
5.8. Сравнительный анализ регенеративного цикла воздушно-холодильной машины по схеме (ТР+ТК+ГК) 327
5.9. Регенеративный цикл воздушно-холодильной машины по схеме (ТР+ТК+ГК) ступенчатого сжатия 331
5.10. Систематизация циклов воздушно-холодильных машин и перспективные направления развития схемных решений 342
Выводы по главе 5 351
Глава VI. Экспериментальное исследование регенеративных систем осушки влажного воздуха воздушно-холодильных машин .
6.1. Особенности работы воздушно-холодильных машин на влажном воздухе и общая характеристика принципа регенеративной осушки влажного воздуха 352
6.2. Анализ физических условий и процессов тепломассообмена в агрегатах регенеративной системы осушки воздуха 356
6.3. Экспериментальное исследование регенеративной системы осушки воздуха 364
Выводы по главе 6 391
Заключение 392
Список использованных источников 397
- Теоретический (обратимый) цикл ВХМ
- Цикл воздушно-холодильной машины с разделением работы
- Частные случаи и предельные температурные условия цикла
- Частные случаи и предельные температурные условия реализации регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР)
Введение к работе
Воздушно-холодильные машины (ВХМ) имеют ряд неоспоримых преимуществ по сравнению с другими способами получения холода. Главными преимуществами являются: высокая экологическая чистота, простота и безопасность в эксплуатации, доступность рабочего тела. Основным недостатком ВХМ является низкая термодинамическая эффективность.
В настоящее время ВХМ находят применение в тех случаях, когда использование других способов получения холода недопустимо или нецелесообразно. Они используются в качестве источника холода в хранилищах крови и ее компонентов, в климатических камерах испытательных стендов тепловых двигателей, в технологических установках, где рабочей средой является воздух и ряде других случаев.
Однако имеется область техники, в которой ВХМ является единственно приемлемым способом получения холода. Этой областью является авиационная техника, где ВХМ используется в системах обеспечения жизнедеятельности (СОЖ) экипажа и пассажиров. СОЖ состоит из двух основных элементов: гермокабины (ГК), обеспечивающей изоляцию от внешних атмосферных условий и системы кондиционирования воздуха (СКВ), обеспечивающей необходимые для нормальной жизнедеятельности параметры атмосферы в ГК.
Система кондиционирования воздуха поддерживает в объеме ГК требуемый уровень давления и температуру воздуха, кратность обмена воздуха и состав воздуха по содержанию углекислого газа и водяных паров. Для обеспечения требуемого температурного режима в СКВ формируются "горячий" и "холодный" потоки воздуха. "Горячий" поток формируется отбором воздуха от компрессора силовой установки (турбореактивного двигателя). "Холодный" поток формируется в воздушно-холодильной машине, являющейся подсистемой СКВ. Смешение этих потоков позволяет поддерживать требуемый уровень температуры в ГК на всех режимах полета.
Использование в авиационных СКВ воздушно-холодильной машины в качестве источника холода определяется следующими причинами:
возможность отбора сжатого воздуха от компрессора силовой установки;
высокая эффективность процесса сжатия в турбокомпрессоре силовой установки и, соответственно, минимальные затраты работы на организацию этого процесса;
высокая степень чистоты сжатого воздуха;
возможность регулирования температуры воздуха, поступающего в ПС, простым смешением "горячего" и "холодного" потоков;
отсутствие промежуточных теплоносителей, т.к. воздух является рабочим телом ВХМ и средой обитания в ПС.
Теоретическое обоснование обратимого цикла ВХМ было выполнено в работах B.C. Мартыновского в начале 50-х годов прошлого века. Им же был выполнен анализ причин необратимости реального цикла, предложен регенеративный цикл и предложена методика расчета реальных циклов. Дальнейшее развитие теория ВХМ получила в работах М.Г. Дубинского, А.В. Мель-цера, Н.Н. Кошкина и ряда других ученых. Все эти работы выполнены в 50-70-х годах прошлого века. Этот период времени характеризуется повышенным интересом к ВХМ, и именно тогда в нашей стране был разработан ряд воздушно-холодильных машин для серийного производства типа ТХМ-1, ТХМ-2, ТХМ-3. Однако эти холодильные машины были неконкурентноспособны с парокомпрессионными машинами, выпускались ограниченными сериями. Поэтому интерес к воздушно-холодильным машинам упал и теория ВХМ, методы термодинамического анализа циклов не получили дальнейшего развития.
Следует отметить, что в термодинамическом анализе циклов очень большое значение имеет представление обратимого, т.е. идеального для данных условий цикла. Представление обратимого цикла позволяет создать наиболее простую физическую и математическую модели цикла, разрабатывать на их основе реальный цикл, анализировать основные закономерности цикла и получать аналитические расчетные зависимости, определять оптимальные условия реализации цикла, оценивать влияние исходных параметров на термодинамическую эффективность и область существования цикла. Таким образом, полный термодинамический анализ циклов представляет собой ком-
плекс частных задач. В настоящее время такой комплексный подход к анализу циклов ВХМ отсутствует.
В авиационной технике применение воздушно-холодильной машины в составе СКВ (АВВХМ) началось с эпохи реактивной авиации. Однако длительное время основным требованием к АВВХМ являлось не термодинамическое совершенство, а безотказность в работе всей системы, высокая надежность агрегатов, небольшой установочный вес и габариты и т.д. Поэтому развитие СКВ и АВВХМ шло по пути совершенствования агрегатного состава, (силовой установки, турбохолодильной установки, теплообменной аппаратуры и т.д.). В результате этой работы агрегаты современных систем имеют очень высокие технические характеристики: кпд турбокомпрессора достигает значения 0,9-0,95; кпд турбодетандера 0,95-0,98; тепловая эффективность те-плообменных аппаратов 0,75-0,85. Однако термодинамическая эффективность цикла АВВХМ остается на слишком низком уровне, как правило, она не превышает 0,5-0,7.
Основной причиной этого является наличие в атмосферном воздухе водяных паров. В процессе адиабатного расширения и охлаждения воздуха в турбодетандере происходит конденсация водяных паров, и - при отрицательных температурах - кристаллизация конденсата и обмерзание проточной части системы. Интенсивность процессов обмерзания достаточно высока и может привести к полному загромождению проточной части магистралей, агрегатов и выходу системы из строя. Для исключения этих явлений в СКВ поддерживалась на выходе турбодетандера положительная температура +5С.
В результате этого ограничения резко уменьшалась удельная холодо-производительность системы и термодинамическая эффективность цикла АВВХМ. Уменьшение удельной холодопроизводительности можно компенсировать только увеличением расхода воздуха "холодного" потока. Именно поэтому в СКВ такого типа расходы воздуха значительно больше, чем нормативные значения на вентиляцию ГК [108]. Увеличение расхода отбираемого от компрессора силовой установки воздуха приводит к уменьшению тяги и уменьшению дальности полета. В результате приведенная взлетная масса
12 системы кондиционирования воздуха увеличивается, что эквивалентно уменьшению полезной нагрузки летательного аппарата (ЛА).
В 70-х годах появились патенты на схемы СКВ [104], позволяющие осуществлять осушку сжатого влажного воздуха путем его охлаждения и конденсации водяного пара. Этот принцип основан на термодинамической особенности влажного воздуха, заключающейся в том, что с увеличением давления влагоемкость воздуха уменьшается. Охлаждение воздуха в этих схемах осуществляется регенерацией холода, поэтому авиационные специалисты называют их "петлевыми схемами", а процесс осушки влажного воздуха можно назвать "вымораживанием".
Применение петлевых схем позволило снять все ограничения на температурные режимы и фактически привело к появлению нового поколения СКВ. Для этих систем характерны очень низкие температуры воздуха за тур-
бодетандером, (-60С при работе на сухом воздухе и -30С при работе на влажном воздухе). Это приводит к значительному увеличению удельной хо-лодопроизводительности и уменьшению расхода воздуха, отбираемого от компрессора силовой установки. Применение двухступенчатого сжатия позволяет уменьшить и давление отбираемого от силовой установки воздуха, что также приводит к уменьшению приведенной взлетной массы системы.
Петлевые схемы СКВ применяются практически на всех современных зарубежных самолетах, таких как Боинг-757(767), А-ЗОО(ЗЮ). В нашей стране такая схема СКВ реализована на самолетах ТУ-204 (224, 334) и ИЛ-96. Разработка системы для самолетов ТУ выполнена в НПО "Наука", являющейся ведущей организацией в области авиационных систем кондиционирования воздуха.
Анализ петлевых схем показывает, что элементы регенеративного теплообмена и двухступенчатого сжатия относятся к подсистеме подготовки "холодного" потока, т.е. к схеме АВВХМ. Поэтому теоретический анализ петлевых схем может быть выполнен только в рамках анализа регенеративных АВВХМ. В настоящее время в отечественной и зарубежной литературе полностью отсутствует информация о проведении таких работ. Единственной работой является публикация Ю.М. Шустрова [108], в которой анализи-
13 руется петлевая схема с теплообменником-регенератором. Для проведения теоретического анализа петлевых схем необходимо развитие общей теории ВХМ применительно к регенеративным циклам, циклам со ступенчатым сжатием и расширением. Ввиду специфических особенностей, отдельной задачей является представление цикла воздушно-холодильной машины в составе авиационных СКВ.
При разработке СКВ используются только инженерные методики расчета и проектирования, и в них не выделен расчет и анализ АВВХМ. В инженерной методике расчета целый ряд исходных параметров цикла задается на основе ранее разработанных аналогов или опыта и интуиции проектировщика. Кроме того, такая методика не опирается на физическую и математическую модели всей системы, поэтому не может определить оптимальные условия реализации. В настоящее время сложилась парадоксальная ситуация — высокий технический уровень агрегатного состава сочетается с полным отсутствием теоретического представления и анализа АВВХМ.
Практическая реализация системы осушки влажного воздуха в регенеративных АВВХМ обозначила еще целый ряд научно-технических проблем. Наиболее важной из них является обеспечение работоспособности системы в условиях возможного обмерзания низкотемпературных зон. По физическим условиям охлаждение сжатого влажного воздуха можно выполнить до температуры + (5 -l) С. При этом влажный воздух является насыщенным и в нем присутствует остаточная паровая влага. В процессе расширения в турбо-детандере остаточная паровая влага конденсируется и кристаллизуется.
Результаты экспериментальных исследований [2, 88] свидетельствуют о том, что в выходном патрубке турбохолодильника остаточная влага существует в виде образований снега и переохлажденной мелкодисперсной капельной влаги. Капли имеют размеры в несколько микрон и представляют из себя искусственный туман. В условиях низких отрицательных температур потока и отрицательных температур поверхности теплообмена теплообменника-конденсатора наиболее крупные капли оседают на поверхность и кристаллизуются. Несмотря на относительно небольшое содержание остаточной влаги, при больших расходах потока воздуха происходит интенсивное обмер-
14 заниє поверхности теплообмена. В результате происходит резкое увеличение давления в выходном патрубке турбохолодильника и работоспособность всей системы нарушается.
Для решения проблемы обмерзания низкотемпературных зон необходимо проведение комплекса исследований и разработка методик теплового расчета теплообменных аппаратов, работающих в условиях совместно протекающих процессов тепломассообмена. В настоящее время в отечественном авиастроении эта проблема полностью не решена.
Атмосферный воздух находит очень широкое применение в современной технике как рабочее тело или технологическая среда. В процессах обработки воздуха атмосферная паровая влага может конденсироваться в капельную, а капельная - кристаллизоваться. Это приводит к коррозии магистралей и элементов пневмосистем, нарушению технологических условий, сбою в . работе систем управления, отказам в работе элементов систем пневмоавтоматики.
В настоящее время эти проблемы решаются путем использования абсорбционных методов осушки воздуха. Однако этот метод имеет ряд недостатков: необходимость периодической регенерации абсорбента, необходимость очистки воздуха от капель воды и масла, частиц пыли и грязи, значительные весо-габаритные характеристики и т.д. Поэтому этот метод не нашел широкого применения.
Более перспективным способом осушки влажного воздуха является "вымораживание" водяного пара, точнее, охлаждение сжатого воздуха до температуры, при которой происходит конденсация водяного пара. Сконденсированная влага сепарируется из потока, а источником холода может быть атмосферный воздух или холодильная машина. В воздушно-холодильных машинах этот способ может быть использован без дополнительных затрат энергии.
Актуальность работы. В 1986 году на международной конференции был принят Протокол по веществам, разрушающим озонный слой, который вступил в силу с 1 января 1989 г. Протоколом установлены группы озоноак-тивных веществ, в том числе хладагентов, производство и потребление кото-
15 рых должны контролироваться и регулироваться в каждой стране. Полное вступление в силу всех ограничений, несомненно, приведет к уменьшению области применения ПКХМ и парка этих машин. В связи с этим весьма актуальным является разработка альтернативных способов получения холода.
В ряду альтернативных способов особое место должны занять воздушно-холодильные машины. Однако, для этого необходима разработка нового поколения ВХМ, работающих по усовершенствованным циклам (регенеративным, регенеративно-осушительным, со ступенчатым сжатием и расширением и их комбинации). Это позволит значительно увеличить термодинамическую эффективность цикла и сделать ВХМ вполне конкурентноспособной по отношению к ПКХМ. Такие воздушно-холодильные машины найдут область применения в современной технике и промышленности.
В современной авиационной технике актуальной является проблема увеличения термодинамической эффективности воздушно-холодильных машин в составе систем кондиционирования воздуха. Экономичность авиационных систем определяется приведенной взлетной массой, которая представляет сумму установочной массы и ее приращения, определяемого величиной отбираемого расхода воздуха и механической работы от силовой установки, увеличением аэродинамического сопротивления самолета воздухозаборниками системы и т.д. Применение воздушно-холодильных машин, работающих по усовершенствованным циклам с оптимизированными параметрами, позволяет значительно уменьшить расход воздуха в "холодной" линии и отбор механической работы, уменьшить приведенную взлетную массу системы и увеличить полезную нагрузку, а также увеличить степень комфортности в гермокабине.
Эта проблема является составной частью общей проблемы систем кондиционирования воздуха - обеспечение максимальной эффективности и экономичности системы. Для решения этой проблемы необходимы научно обоснованные методики расчета, проектирования и оптимизации систем. Решение оптимизационных задач требует теоретического обоснования и модельных представлений о системе кондиционирования в целом и ее структурных элементов.
Принцип "вымораживания" паровой влаги из атмосферного воздуха имеет вполне самостоятельное значение для промышленных и транспортных пневмосистем. Трудно оценить убытки от коррозии металлов, уменьшения ресурса и выхода из строя элементов пневмоавтоматики и исполнительных устройств, обусловленных конденсацией и кристаллизацией паровой влаги из атмосферного воздуха. Однако они могут быть существенно уменьшены при использовании систем осушки методом "вымораживания" паровой влаги. При использовании атмосферного холода энергопотребление таких систем осушки можно свести к минимуму.
В современной промышленности широкое применение находят ожи-женные компоненты атмосферного воздуха. Производят такие компоненты в криогенных ожижительных установках, работающих по циклам Линде, Клода и Хейландта [23]. Теоретические основы процессов охлаждения воздуха в этих циклах полностью аналогичны процессам ВХМ. Методы термодинамического анализа, предложенные в данной работе, могут быть использованы для разработки моделей и анализа ожижительных циклов. В результате такого анализа можно аналитически установить основные закономерности и оптимальные параметры ожижительных циклов.
Целью работы была разработка теоретического обоснования и экспериментальное исследование регенеративных систем осушки влажного воздуха воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха. В соответствии с общей целью были поставлены следующие конкретные задачи:
-развитие общей теории воздушно-холодильных машин, в том числе теории регенерации, ступенчатого сжатия, регенеративной осушки влажного воздуха;
-разработка методик комплексного термодинамического анализа обратимых циклов воздушно-холодильных машин и системного представления циклов; -разработка термодинамических циклов класса воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха;
17 -проведение комплексного термодинамического анализа обратимых циклов воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха;
-проведение экспериментальных исследований работы воздушно-холодильных машин на влажном воздухе, разработка физических моделей процессов тепломассообмена;
-изучение условий обеспечения работоспособности регенеративной системы осушки воздуха в условиях обмерзания.
Для решения поставленных задач был разработан метод комплексного анализа обратимых термодинамических циклов воздушно-холодильных машин. Использование этого метода предполагает создание математической модели на основе схемного построения и термодинамического цикла этой схемы. Математическая модель представляет собой систему уравнений, описывающих термодинамическую эффективность цикла и процессы цикла. Анализ математической модели позволяет получить новые данные по области существования цикла, влиянию исходных параметров, оптимизации цикла и т.д.
Для оценки достоверности и систематизации полученных результатов разработан метод системного представления термодинамических циклов. Использование этого метода позволило свести все многообразие термодинамических циклов в единую, взаимосвязанную систему путем приведения более сложных циклов к более простым, а в итоге к четырем базовым типам циклов.
Для решения задач экспериментальных исследований использован метод натурных теплофизических исследований. В диссертации получены следующие новые научные результаты:
развита общая теория воздушно-холодильных машин;
разработано теоретическое обоснование и представлен обратимый цикл воздушно-холодильной машины в составе авиационных систем кондиционирования воздуха;
разработано теоретическое обоснование современных регенеративных систем осушки влажного воздуха воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха;
разработан метод и выполнен комплексный термодинамический анализ обратимых циклов воздушно-холодильных машин;
разработано системное представление обратимых циклов воздушно-холодильных машин и выполнена общая систематизация циклов;
выполнен комплекс экспериментальных исследований регенеративных систем осушки влажного воздуха и сформулированы основные условия обеспечения работоспособности теплообменника-конденсатора в условиях обмерзания.
Автор выражает глубокую признательность член-корреспонденту РАН Э.П. Волчкову, доктору технических наук В.И. Терехову, сотрудникам кафедры "Технической теплофизики" НГТУ и филиала кафедры при Институте теплофизики СОР АН, сотрудникам Научно-исследовательской лаборатории охлаждающим систем за оказанную помощь в постановке данной работы, обсуждении и анализе полученных результатов.
Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, списка цитируемой литературы из 113 работ и приложений.
Теоретический (обратимый) цикл ВХМ
Обратимый цикл ВХМ является классическим примером обратного цикла и представлен практически во всех учебниках и монографиях по термодинамике и теплотехнике [15,21,22,55,70,99,103,]. Цикл реализуется в диапазоне температур источников Т0С,ТХ и давлений Р,Р0: где 7 - температура окружающей среды, Р0- давление окружающей среды, Тх -температура охлаждаемого объекта, Р -давление за компрессором. Процессы сжатия в компрессоре (1-2) и расширения в детандере (3-4) считаются адибатными и изоэнтропными, а процессы охлаждения рабочего тела в охладителе (2-3) и нагрева в теплообменнике холодильной камеры (4-1) - изобарными. Если температуры источников постоянны, то обратимым циклом, который можно реализовать в этих условиях будет цикл (1-2 -3-4 1). Это обратный цикл Карно, имеющий в данных условиях максимальную термодинамическую эффективность. Термодинамическая эффективность об 22 ратимых обратных циклов количественно характеризуется холодильным коэффициентом 8 =дс= с_5 (11) где :qx - удельная холодопроизводительность; - удельная работа цикла; qr- удельная теплота, отдаваемая горячему источнику.
Совершенно очевидно, что цикл ВХМ в данных условиях является внешне необратимым, причиной этой необратимости является перегрев рабочего тела относительно температуры горячего источника (участок 2 -2) и переохлаждение относительно температуры холодного источника (участок 4 -4).
Для того чтобы цикл ВХМ был обратимым, предполагается, [57,58], что теплообмен между рабочим телом и источниками происходит в теплооб-менных устройствах (II,IV на схеме рис. 1.1.а), без конечной разности температур. Последнее условие выполняется, если теплоемкости и расходы теплоносителей одинаковы, движение осуществляется по противоточнои схеме и коэффициент тепловой эффективности теплообменников равен единице (поверхность теплообмена бесконечно большая). Таким образом, горячий и холодный источники представляются источниками с переменной температурой, как поток идеального газа. Для исключения внугренней необратимости рабочее тело также считается идеальным газом.
Принятые допущения позволяют считать цикл ВХМ обратимым и анализировать его методами термодинамики обратимых процессов. В работах B.C. Мартыновского получено выражение для холодильного коэффициента в виде т, г, еоб= , = 4 = Ц (13) Г2-Г; Г3-Г, , х — -І Анализ этого выражения [22] показывает, что с уменьшением отношения давлений цикла холодильный коэффициент растет и в пределе (в элементарном цикле) стремится к холодильному коэффициенту цикла Карно. Однако в этом случае удельная холодопроизводительность цикла стремится к нулю. При постоянных температурах источников цикл ВХМ является внешне необратимым и его холодильный коэффициент всегда меньше, чем у цикла Карно. Степень приближения цикла ВХМ к циклу Карно (степень термодинамического совершенства) характеризуется отношением, [15], Об гр гр - = b—LL l. (1.4) еоЦк T2J к } Это отношение всегда меньше единицы, т.к. Т3 Т2. Общий метод термодинамического анализа циклов предложен в работах B.C. Мартыновского, [63-66]. В основе этого метода лежит сравнение рассматриваемого цикла с циклом-образцом, реализуемом в тех же условиях. Таким циклом-образцом является обратимый цикл. При постоянстве температур источников циклом-образцом является цикл Карно, при переменных температурах источников циклом-образцом может быть цикл ВХМ. Поэтому термодинамический анализ обратимых циклов представляет не только теоретический интерес, позволяющий установить основные закономерности цикла, но и практический интерес, позволяющий определить степень приближения рассматриваемого цикла к образцу.
В зависимости (1.3) холодильный коэффициент цикла ВХМ может быть определен через абсолютное значение температур источников (Tj=Tx , Т3 = Т0С)и температуры узловых точек цикла T2iT4, или через отношение давлений цикла. То, что холодильный коэффициент может быть определен как через отношение давлений, так и через отношение температур, свидетельствует о том, что существует взаимосвязь этих параметров. Но из (1.3) эта взаимосвязь не может быть установлена, т.к. оно является тождеством. Качественный характер этой взаимосвязи выражается в том, что при заданном значении абсолютной температуры одного из источников каждому значению температуры Т2 или Т4 соответствует строго определенное значение отношения давлений.
Например, при заданном значении температуры горячего источника (Тос) увеличение температуры Т2 приводит к увеличению давления Р и, соответственно, увеличению изменения энтропии рабочего тела. При этом уменьшается температура Т4, а "баланс" этих взаимосвязей отражает (1.3).
Уменьшение температуры Т2 приводит к противоположным эффектам, причем эта температура не может быть меньше Т2, = Тос. Исходя из этих представлений, можно предположить, что существует взаимосвязь между отношением давлений и отношением температур источников, но в известных работах такой анализ отсутствует. В работе [15] расчет теоретического (обратимого) цикла предлагается в следующем порядке. Исходными данными являются давление Ра и высшая температура процесса получения холода Г7, далее выбирается отношение давлений из условия Т2 Тос, тогда все параметры узловых точек цикла будут определены. Через параметры узловых точек определяются все характеристики цикла. Совершенно очевидно, что величина холодильного коэффициента будет однозначно определяться выбранным отношением давлений, причем это монотонная зависимость, чем меньше отношение давлений, тем больше холодильный коэффициент. Анализируя влияние температур источников, в [64] показано, что для цикла Карно температура холодного источника оказывает большее влияние, чем температура горячего. Это доказательство получено путем дифференцирования выражения (1.2) по температурам источников и сравнения производных.
Для цикла ВХМ такой анализ затруднен отсутствием аналитической зависимости, связывающей температуры источников и холодильный коэффициент. Кроме того, отношение давлений выбирается произвольно, в соответствии с ним устанавливаются наибольшая Т2 и наименьшая Т4 температуры цикла, определяющие величину холодильного коэффициента. Очевидно, такой анализ может быть выполнен только расчетно-графическим методом, но в литературе он отсутствует.
Направления усовершенствования цикла ВХМ, с целью увеличения его термодинамического совершенства, заключаются в уменьшении перегрева и переохлаждения рабочего тела относительно температур источников. Практически это можно осуществить только путем ступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением и ступенчатого расширения с промежуточным нагревом. Теоретически, при бесконечно большом количестве таких ступеней изобарные процессы охлаждения и нагрева (2-3 и 4-1 на рис. 1.1.в) трансформируются в изотермические, а цикл ВХМ превращается в цикл Карно. Практически возможна реализация двух-трех ступеней, т.к. каждая ступень увеличивает число агрегатов системы на две единицы (устройство для сжатия или расширения и теплообменное устройство). Термодинамический анализ циклов со ступенчатым сжатием и расширением в известной литературе отсутствует.
Применение ВХМ в качестве источника холода в СКВ транспортных средств обусловлено использованием компрессора газотурбинной силовой установки для сжатия воздуха. В этом случае невозможно обеспечить возврат работы турбодетандера в общий баланс энергии цикла и возникает необходимость выделить обратимый цикл ВХМ с разделением работы. Термодинамический анализ таких циклов в литературе также отсутствует.
Цикл воздушно-холодильной машины с разделением работы
При термодинамическом анализе цикла ВХМ предполагалось, что техническая работа турбодетандера используется в цикле. Поэтому внешняя работа, необходимая для реализации цикла равна разности работ турбодетандера и турбокомпрессора. Практическая реализация этого условия возможна, когда турбодетандер и турбокомпрессор соединены общим валом или механическим устройством, согласующим их обороты.
Однако в некоторых случаях этого сделать невозможно. В частности, в авиационных системах кондиционирования воздуха (СКВ) используется турбокомпрессор силовой установки, от которого осуществляется отбор сжатого воздуха для СКВ. Сжатый до необходимого давления воздух отбирается от промежуточных ступеней и подается в СКВ, где реализуются остальные процессы цикла ВХМ. В этих условиях осуществить возврат работы турбодетандера в цикл невозможно, поэтому нагрузкой для него являются вентиляторы, прокачивающие воздух через атмосферный охладитель. Работа вентиляторов не может быть учтена в балансе энергии обратимого цикла.
Из этого выражения следует, что холодильный коэффициент цикла с разделением работы равен холодильному коэффициенту обычного цикла ВХМ, умноженному на коэффициент, определяемый соотношением характерных температур цикла. Величина этого коэффициента всегда меньше единицы, т.к. Т4 ТХ, поэтому холодильный коэффициент цикла с разделением работы всегда меньше холодильного коэффициента обычного цикла ВХМ. Характер взаимосвязи холодильных коэффициентов, рассчитанный по (2.16) показан на рис. 2.8 в виде отношения холодильных коэффициентов в зависимости от у 4иТх. об, об Є /Є РР ПК- т4=юок 150 U.O - I 200 u,z- г 50l у 0,0- У 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300 Т К Рис.2.8. Зависимость отношения є /гб от температуры холодного источника и Т, Из приведенных на графике данных следует, что отношение холодильных коэффициентов увеличивается с ростом температуры холодного источ ника и уменьшением температуры у цикла. Отношение zp6p / гб показывает во сколько раз холодильный коэффициент цикла с разделением работы меньше холодильного коэффициента обычного цикла. Удельная холодопро-изводительность этих циклов одинакова, поэтому графически это отношение представляет отношение площади тела цикла к площади под процессом сжатия (1-2) в проекции на ось давлений, (рис.2.2). Поэтому увеличение этого отношения свидетельствует о том, что степень влияния неиспользованной работы детандера уменьшается, что графически выражается уменьшением площади под процессом расширения (3-4).
ВХМ объясняется тем, что влияние 0 на удельную холодопроизводительность и работу цикла равнозначно. Так, увеличение 0, (рис. 2.2), равнозначно увеличению температуры горячего источника или уменьшению температуры холодного. Увеличение температуры горячего источника Тг приводит к смещению точки (3) цикла по изобаре Рк вправо, при этом уменьшается удельная холодопроизводительность цикла, увеличивается работа детандера и, соответственно уменьшается работа цикла. Уменьшение температуры холодного источника Тх приводит к смещению точки (1) цикла влево по изобаре РДі при этом уменьшается удельная холодопроизводительность цикла и уменьшается работа цикла. Изменение работы адиабатных процессов (1-2), (3-4); реализуемых в одинаковом интервале давлений при их смещении в область более высоких или более низких температур в (T — s) диаграмме характеризуется известной термодинамической зависимостью - с уменьшением температуры уменьшается техническая работа процесса. Таким образом, изменение 0 приводит к равнозначному изменению числителя и знаменателя в выражении (2.12) для холодильного коэффициента и термодинамическая эффективность цикла остается постоянной. Рассмотренная особенность обратимого цикла ВХМ фактически соответствует условию, что цикл может быть реализован с постоянной термодинамической эффективностью в любом диапазоне температур горячего и холодного источников. В реальных циклах ВХМ наблюдается снижение термодинамической эффективности с увеличением 0, но оно значительно меньше, чем у парокомпрессорных холодильных машин. Поэтому, при температуре холодного источника (-80С) по данным [103,90] термодинамическая эффективность ВХМ и ПКХМ становится соизмерима, а при более низких температурах ВХМ является предпочтительнее.
Рассмотрим более детально влияние отношения давлений цикла и отношения температур источников на удельную холодопроизводительность и работу цикла ВХМ. В зависимости (2.12) для холодильного коэффициента цикла числитель выражает удельную холодопроизводительность, а знаменатель — удельную работу цикла, деленные на теплоемкость воздуха и температуру холодного источника в процессе преобразования зависимости. Эти характеристики представляют собой безразмерные удельную холодопроизводительность и удельную работу цикла. На рис.2.7 показана зависимость этих характеристик от отношения давлений цикла и отношения температур источников.
Как следует из приведенных данных, каждому значению 0 соответствует предельное минимальное давление цикла, определяемое по (2.13), при котором удельная холодопроизводительность и удельная работа цикла равны нулю. Увеличение давления цикла приводит к опережающему росту удельной холодопроизводительности, поэтому в этой области численные значения холодильного коэффициента могут быть достаточно большими (рис.2.5). Следует отметить, что высокие значения холодильного коэффициента достигаются при очень низких значениях удельной холодопроизводительности.
При дальнейшем увеличении давления цикла темп роста удельной холодопроизводительности резко уменьшается, а темп роста удельной работы сохраняется прежний. В результате холодильный коэффициент цикла монотонно уменьшается. Точки пересечения линий удельной холодопроизводи 63 тельности и удельной работы соответствуют условию, когда холодильный коэффициент равен единице.
Частные случаи и предельные температурные условия цикла
При уменьшении температуры атмосферного воздуха Т0 точка (1) цикла смещается влево по изобаре Р0, а точка (3) по изобаре Рк. В реальных условиях температура атмосферного воздуха может быть меньше, чем в гермокабине (Т0 Тгк). Схема термодинамического цикла для этих предельных температурных условий показана на рис.4.4 (б). Здесь процесс (4-1,6)- процесс нагрева воздуха (рабочего тела цикла АВВХМ) при смешении с рециркуляционным воздухом, (1,6-5)- нагрев рабочего тела в ГК и (5-1,6)- охлаждение рабочего тела в атмосфере до температуры Т0. Если "горячий" поток формируется отбором воздуха после атмосферного охладителя (с параметрами точки 3 цикла), то практическим пределом необходимости получения холода является условие Т0=Тб. Тогда воздух в "горячей" линии будет иметь температуру Т3=Т0=Тб и не требуется его охлаждение. При этом холодопроизводительность АВВХМ необходима только для охлаждения рециркуляционного воздуха от температуры Тгк до температуры Тб. В этом случае АВВХМ работает в режиме минимально необходимой холодопроизводительности. В рассматриваемом частном случае температурное условие Т0 = Тб является граничным условием двух основных режимов работы СКВ - режима холодопроизводительности и режима тепло-производительности.
При температуре атмосферного воздуха Т0 Тб режим теплопроизво дительности СКВ не может быть обеспечен отбором воздуха в "горячую" линию от точки (3) цикла. В реальных системах в этих температурных условиях отбор воздуха в "горячую" линию происходит непосредственно от компрессора с параметрами точки (2) цикла или от более высоких ступеней сжатия с большей температурой. В этом случае АВВХМ может работать не только в режиме минимально необходимой холодопроизводительности. Особенностью этого предельного случая является то, что температура воздуха на выходе из ГК больше, чем в атмосфере и тепловой поток q" изменяет направление. Очевидно, что граничным условием, когда q = О, является равенство температур Т0 = Тгк.
Следует отметить, что работа АВВХМ в температурных условиях Т0 Тгк соответствует условию, когда температура "холодного" источника больше температуры "горячего" источника. С точки зрения общей теории тепловых машин в этом случае обратный цикл теряет физический смысл. Однако в случае воздушно-холодильных машин источники представляются с переменной температурой, поэтому Т0 является наименьшей температурой
"горячего", а Тгк наибольшей температурой "холодного" источника. Теоретическим пределом существования обратного цикла в рассматриваемых условиях является наличие процесса (2-3), в котором происходит отвод тепла в "горячий" источник. Можно отметить, что теоретический предел существования цикла по минимальной температуре Т0 лежит в области достаточно низких значений, т.к. при ее уменьшении точка (3) цикла также смещается влево по изобаре Рк. В реальных условиях этот предел не достигается, т. к. СКВ раньше переходит в режим теплопроизводительности. Вторым частным случаем является режим полета на малых высотах, когда РГк=Ро а Т Т0, а термодинамический цикл АВВХМ имеет вид, показанный на рис.3.6(a).
Как следует из (3.11), знак теплового потока q x определяется соотношением температур Т0 и Тгк. Температура заторможенного потока Т в данном случае является минимальной температурой "горячего" источника, а температура Тгк - максимальной температурой "холодного". При небольших скоростях полета и низких температурах атмосферного воздуха возможны предельные температурные условия, когда Т ТГК.
Характерной особенностью цикла является формирование "петли", обусловленной разным направлением тепловых потоков q и qx. Другой особенностью является то, что температура атмосферного воздуха не оказывает влияния на удельную холодопроизводительность цикла qx. Уменьшение температуры Т0 приводит к тому, что точка (1) цикла смещается по изо 151 баре Р0 влево, при этом увеличивается тепловой поток q , a qx остается постоянным.
Как следует из приведенных данных, при давлениях атмосферного воздуха Р0 =105 -0J8xl05Па, высоты Н = 0-7500м, температура атмосферного воздуха меньше температуры инверсии и qa m О. На высотах Н 7500м температура инверсии выше температуры Toi следовательно qOmM Q зффект инверсии теплового потока q оказывает влияние на термодинамическую эффективность цикла АВВХМ. При отрицательных значениях q0 общая холодопроизводительность цикла уменьшается, следовательно, теоретический холодильный коэффициент также уменьшается. Практический холодильный коэффициент не зависит от qaxmM, т.к. работа сжатия (процесс 1-2) и удельная холодопроизводительность (процесс 4-6-5) не зависят от температуры атмосферного воздуха Т0. Теоретически предельным минимальным значением температуры T"pm, меньше которого цикл АВВХМ не может быть реализован, является значение, при котором процесс сжатия (1-2) совпадает с процессом расширения (3-4). При значениях Т0 меньше предельного минимального значения (рис.3.7) обратный цикл трансформируется в прямой цикл. Практически минимальная предельная температура не достигается, т.к. СКВ раньше переходит в режим теплопроизводительности, а АВВХМ - в режим минимальной холодопроиз-водительности.
Частные случаи и предельные температурные условия реализации регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР)
Рассмотрим частные случаи реализации регенеративного цикла АВВХМ по схеме (ГК+ТР). Первым частным случаем является режим работы АВВХМ при стоянке на земле. В этом случае давление в гермокабине равно атмосферному Ргк = Р0 и температура заторможенного потока равна термодинамической температуре атмосферного воздуха Т =Т0. Здесь (1-2-3-4-5-1) цикл нерегенеративной АВВХМ, а (1-2 -а-3 -4-5-1) цикл регенеративной АВВХМ в условиях сравнения I рода. Процесс (а-3) — охлаждение сжатого воздуха в "горячем" тракте теплообменника регенератора, а (5-1) - нагрев воздуха низкого давления в "холодном" тракте теплообменника-регенератора. В рассматриваемых условиях цикл АВВХМ трансформируется в цикл ВХМ, поэтому для них справедливы все выводы, полученные при анализе регенеративных циклов в разделе 2.2.
Отличительной особенностью рассматриваемого случая реализации регенеративного цикла по схеме (ГК+ТР) является отсутствие участка атмосферного нагрева воздуха. Для регенеративного цикла процесс (5-1) представляет собой нагрев воздуха в теплообменнике-регенераторе. В силу равновесности процессов регенеративного теплообмена нагрев воздуха проис-ходит до температуры Та, поэтому участок атмосферного нагрева отсутствует. Таким образом, разомкнутый регенеративный цикл АВВХМ в данном случае фактически является замкнутым, т.к. отработанный воздух выбрасывается в атмосферу с той же температурой, с которой забирается из атмосферы компрессором.
Совершенно очевидно, что соотношение (4.1) для давлений регенеративного и нерегенеративного циклов справедливо и в данном частном случае. Удельная теплота регенерации q определяется разностью температур (Т0-Тгк), поэтому при уменьшении температуры атмосферного воздуха она уменьшается. В предельном случае, при Т0 = Тгк, теплота регенерации равна нулю (q =0). При этом точка (3) нерегенеративного цикла совмещается с точкой (3 ) регенеративного цикла, следовательно, давления циклов Рк = Р% и сравниваемые циклы совмещаются. В этом частном предельном случае выражение для холодильного коэффициента регенеративного цикла (4.5) совпадает с общим выражением для холодильного коэффициента цикла ВХМ с разделением работы (2.17).
В реальных условиях температура атмосферного воздуха может быть меньше температуры воздуха на выходе из ГК, (Т0 ТГК). Схема регенеративного термодинамического цикла АВВХМ для этих температурных условий показана на рис.4.4,б. Здесь (1-2 -3 -4 -3 -3-4-1-5-1) - регенеративный цикл, а (1-2-3-4-5-1) - нерегенеративный цикл в условиях сравнения I рода.
В рассматриваемых предельных условиях в нерегенеративном цикле апт Q т е сбрасываемый из гермокабины в атмосферу воздух охлаждается до температуры атмосферы в процессе (5-1). В регенеративном цикле процесс (2 -4 ) — охлаждение сжатого воздуха в атмосферном охладителе, (4 -3 ) - процесс нагрева сжатого воздуха в теплообменнике-регенераторе, а процесс (5-1) - охлаждение воздуха в ТР. Таким образом, в данном случае тепловой поток процессов регенеративного теплообмена q изменяет направление по сравнению с общим случаем реализации цикла.
Для выполнения условий сравнения I рода изобара давления Рк нерегенеративного цикла должна лежать ниже изобары Р% регенеративного цикла. Следовательно, изменение знака теплоты регенерации приводит к изменению соотношения давлений сравниваемых циклов - давление регенеративного цикла становится больше, чем в нерегенеративном. В результате таких структурных изменений холодильный коэффициент регенеративного цикла становится меньше нерегенеративного, т.к. при одинаковой удельной холо-допроизводительности работа сжатия в нем больше.
В реальных условиях возможны предельные температурные условия, когда температура атмосферного воздуха меньше температуры воздуха на выходе из гермокабины (Т0 ТГК ). На рис.4.5,б показан регенеративный цикл АВВХМ по схеме (ГК+ТР) для этих условий. Здесь (1-2-3-4-5-1) - нерегенеративный цикл, а (1-2 -3 -4-5-5 -1) - регенеративный цикл в условиях сравнения I рода. В регенеративном цикле процесс (а-3 ) - охлаждение сжатого воздуха в теплообменнике-регенераторе, а процесс (5-5 ) — охлаждение. Сравнивая схемы циклов можно отметить, что регенеративный цикл реализуется при меньшем уровне давления, поэтому должен иметь более высокое численное значение холодильного коэффициента, чем нерегенеративный. При отборе воздуха в "горячий" поток в точке (а) цикла температурной границей режимов работы СКВ будет условие Т =Тб = 293К. В предельных температурных условиях, при Т Тб, требуемый температурный режим ГК может быть обеспечен отбором воздуха в "горячий" поток с более высокой температурой.
В условиях полета на больших высотах, при низкой термодинамической температуре атмосферного воздуха и относительно небольшой скорости полета, возможно сочетание условий, когда Т Тгк. Для этих условий термодинамический цикл регенеративной АВВХМ по схеме (ГК+ТР) показан на рис.4.6,б. Здесь (1-2-3-4-5-6-1) - нерегенеративный цикл АВВХМ, а (1-2 -3 -а-3 -4-с-5 -с-6 -1) - регенеративный цикл в условиях сравнения I рода. В рассматриваемых условиях регенеративный тепловой поток qp изменяет знак, в "горячем" тракте теплообменника-регенератора происходит нагрев рабочего тела в процессе (а-3), а в "холодном" тракте - его охлаждение в процессе (5 -с). Изменение направления теплового потока сопровождается структурными изменениями сравниваемых циклов, для регенеративного цикла требуемое давление становится больше, чем для нерегенеративного (Р% Рк). В результате таких изменений термодинамическая эффективность регенеративного цикла в рассматриваемых условиях становится меньше, чем нерегенеративного. Величина удельной теплоты регенерации q определяется соотношением температур Т и Тгк, при их равенстве qp=0. Если за положительное направление теплоты регенерации принять перенос тепла от воздуха высокого давления к воздуху низкого давления, то при Т ТГК, qp 0,anpnT ТГК, qp 0. Граничным температурным условием режимов работы СКВ при формировании горячего потока отбором воздуха до теплообменника-регенератора (с параметрами точки "а") в данном случае также является условие Та = Тб, или Ґ = 293 К.
