Введение

Защита от гидроудара холодильного компрессора и повышение показателя эффективности наряду с вопросом полной автоматизации холодильной машины остается главной проблемой исследований в области холодильной техники [1-3].

Явление гидроудара рассматривается, в частности, в работах [4-6]. Причинами гидроудара могут быть: неправильно подобранный терморегулирующий вентиль, неудачный монтаж и конструкция нагнетательного трубопровода, попадание рабочего вещества в жидком состоянии во всасывающую полость компрессора и т.д. В статье рассматривается защита от гидроудара при попадании во всасывающую полость рабочего вещества в жидком состоянии.

В настоящее время самым простым и недорогим способом защиты от гидроудара остается использование отделителя жидкости, предназначенного для отделения жидкой фазы холодильного агента [7-8].

Недостатками применения отделителя жидкости можно назвать:

- ввиду высокой степени автоматизации современных холодильных машин этот способ может считаться морально устаревшим;

- наличие гидравлического сопротивления;

- уменьшение удельной объемной производительности. Этот недостаток снижает в некоторой степени эффективность холодильной машины (показатель холодильного коэффициента ε). Как показала практика жидкостного впрыска, поршневой компрессор способен работать в режиме «на грани влажного хода» (безопасного влажного хода), поэтому видится перспективным применение средств автоматизации, которые, при некритичном значении соотношения в рабочем веществе влажный-перегретый пар, способствовали его перенаправлению в обход отделителя жидкости.

Кроме отделителя жидкости, применяется «косвенная защита» от гидроудара с помощью направления рабочего вещества из испарителя через электродвигатель (для герметичных и полугерметичных компрессоров) или через рекуперативный теплообменник. Кроме косвенной защиты от гидроудара, этими способами достигается следующее:

- теплообмен между рабочим веществом на всасывании и электродвигателем (т.е. пропускание рабочего вещества через обмотку электродвигателя) позволяет снизить температуру электродвигателя [9];

- конвективный теплообмен в рекуперативном теплообменнике между парожидкостной смесью, поступающей из испарителя, и жидкой фазой рабочего вещества, направляемой к терморегулирующему вентилю, способствует увеличению показателя холодильного коэффициента, поскольку температуру переохлаждения хладоагента после конденсатора для хладоновых холодильных машин / установок с рекуперативным теплообменником определяют по удельной энтальпии (2), исходя из уравнения теплового баланса процесса в рекуперативном теплообменнике (1) [10]:

i₃ = i_3′ + i_1′ – i_1”, кДж/кг,                     (1)

i₃ = i_3′ – (0,60…0,85) × (i_1” – i_1′), кДж/кг,             (2)

где    i_3′, i_1” и i_1′ – соответственно энтальпии точек 3′, 1” и 1′ (рис. 3);

0,60…0,85 – коэффициент (обычно, принимается равным 0,8), учитывающий «потери» из-за разницы теплоёмкостей (более, чем в 2 раза) и скорости движения сухого насыщенного пара и жидкой фазы хладоагента. Например, перегрев пара в рекуперативном теплообменнике хладоагента R134a на каждые 5 °С дает переохлаждение жидкости на 3…4 °С.

Недостатками перечисленных выше двух способов, которые условно назовем «конвективными», является следующее:

- при снижении тепловой нагрузки в более холодный период, площади теплообмена рекуперативного теплообменника может быть недостаточно для предотвращения гидроудара вследствие невыкипания жидкости, поступающей из испарителя. Кроме того, известно из практики, что низкая температура окружающей среды создает проблемы с работой холодильной машины из-за недостаточного перепада давлений конденсации P_к и кипения P₀ (что также усиливает вероятность гидроудара). Особенно эта проблема актуальна для водяных конденсаторов. Для холодильных машин и воздушным конденсатором применяют реле давления, включающее вентилятор по достижению заданного давления нагнетания или регулятор давления конденсации KVR или кипения KVP [11], что, однако, не всегда решает обозначенную проблему, и не способствует повышению холодильного коэффициента.

Применяемый в настоящее время жидкостный впрыск (в частности, фирма Bitzer, система CIC [12]) предназначен для двухступенчатых холодильных компрессоров, но недостаточно надежен и не предназначен для защиты от гидроудара.

Учитывая написанное выше, следует заключить о перспективах применения системы автоматической защиты, которая позволяла повысить показатель холодильного коэффициента и одновременно с этим защитить поршневой холодильный компрессор от гидроудара.

Цели и задачи исследования

Объект исследования – холодильный поршневой компрессор.

Предмет исследования – система автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара.

Цель исследования – проанализировать возможность повышения показателя холодильного коэффициента на основе способа автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара.

Предлагается автоматическая защита холодильного поршневого компрессора от гидроудара, суть которой состоит в применении датчиков и реле, перенаправляющих холодильный агент с помощью двухпозиционных электромагнитных клапанов из основной линии всасывания (безопасную – с отделителем жидкости) через неосновную (без отделителя жидкости). Кроме защиты компрессора от гидроудара, в зависимости от особенностей холодильной установки, достигается следующее:

- снижение гидравлического сопротивления на линии всасывании и в отделителе жидкости. Каждый вспомогательный аппарат холодильной машины (установки) характеризуется гидравлическим сопротивлением. Проходя через отделитель жидкости, давление холодильного агента несколько снижается, и достигает минимального значения непосредственно перед всасывающим клапаном. Однако это достоинство превращается в недостаток, если учитывать, что предлагаемая защита от гидроудара требует установки дополнительной автоматической запорной арматуры (соленоидные клапаны), исходя из этого, можно приблизительно оценить, что один недостаток компенсируется другим, и данный фактор можно не учитывать;

- при «некритичном» соотношении объемов всасываемого рабочего вещества, находящегося в двухфазном состоянии во всасывающей линии (пар – жидкость), растет показатель объемной производительности компрессора, и, соответственно, значение холодильного коэффициента ε, а также снижается температура нагнетания во второй ступени 2-ступенчатой машины. Видится альтернатива используемого в последнее время жидкостному впрыску.

Основная часть

Основная идея предлагаемого способа заключается именно в повышении холодильного коэффициента за счет безопасного влажного хода.

Если все же рассматривать снижение гидравлического сопротивления, то, открыв литературу по проектированию холодильных установок, можно увидеть, что значения коэффициента, учитывающего потери давления во всасывающей линии и отделителе жидкости, столь незначительны, что в расчетах холодильных установок их можно не учитывать [13-15]. Вместо этого для крупных и средних холодильных установках чаще при приблизительных расчетах используют формулы для определения депрессии на линиях всасывания и нагнетания, или общий коэффициент потерь давления Δp, которым и вовсе пренебрегают; для расчета насосов более важное значение имеют потери температуры на линиях циркуляции хладоносителя.

Потери давления (депрессии) на всасывании ∆p_вс и нагнетании ∆p_н
для холодильных поршневых аммиачных компрессоров:

∆p_вс = (0,03…0,05) p₀, Па,                 (3)

где    p₀ – давление кипения холодильного агента, Па;

∆p_н = (0,05…0,07) p_к, Па,                 (4)

где    p_к – давление конденсации холодильного агента, Па.

Автоматическая защита от гидроудара может достигаться за счет установки на всасывающей линии одного из предлагаемых элементов:

- датчика расхода, реагирующего на прохождение более плотной фазы рабочего вещества в состоянии влажного пара;

- датчика плотности, отзывающегося на изменение плотности проходящего по всасывающему патрубку рабочего вещества;

- датчика концентрации.

Многие из перечисленных элементов автоматической защиты работают на основе изменения напряжения на датчике (ΔU, В), который имеет сопротивление (R, Ом).

Рассмотрим два случая применения датчиков, работающих на основе изменения сопротивления (напряжения).

1. Датчик представляет собой термистор (терморезистор).

Известно, что чем ниже температура, тем выше сопротивление термистора. Для многих полупроводников сопротивление термистора выражается экспоненциальным законом, а график функции в рабочем диапазоне температур представляет собой, в частном случае, функцию обратной пропорциональности вида (гипербола):

y = k/x,                        (5)

или, например,

y = log_ax,                         (6)

и т.д.

На самом деле, реальные расчётные формулы (для конкретных случаев) достаточно сложны, и определяются на заводах-изготовителях, исходя из характеристик реальных термисторов.

2. Датчик представляет собой термопару – спай двух проводников (термоэлектродов, при нагревании «горячего» спая на концах «холодного» спая образуется термоэлектродвижущая сила постоянного тока).

Согласно уравнению функции прямой пропорциональности (только для заранее определенного диапазона температур, поскольку дальше функция становится нелинейной, скорее, параболической вида y = x²):

y = kx + b,                        (7)

где     y – зависимая переменная;

x – аргумент;

k = tgα,

а, согласно закону Ома:

U = IR,                         (8)

где    I – сила тока, А,

соответственно

U = IRdR,                        (9)

dU = IdR.                        (10)

Известно, что чем ниже температура, тем ниже сопротивление термопары, соответственно:

R_t = R₀ (1 + at),                     (11)

где     R_t – сопротивление датчика R (Ом) при его нагревании на t (℃);

R₀ – сопротивление датчика (Ом) при t₀ = 0 ℃;

t – температура, ℃;

a – температурный коэффициент изменения сопротивления.

Учитывая, что работа термопар сравнительно хорошо изучена, надежность достаточна, а цена ниже, чем термисторов, то применение термопар предпочтительнее.

На рис. 1 показана схема подключения системы автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара при использовании во всасывающей линии датчика влажного хода.

На схеме предусмотрены два ответвления линии всасывания: основная (безопасная, с отделителем жидкости) и неосновная (без отделителя жидкости).

PSL – реле низкого давления аварийное; PI – манометр; PSH – реле высокого давления аварийное; Км – компрессор; КС – клапан соленоидный; ОЖ – отделитель жидкости; E – датчик влажного хода; Кт – контроллер влажного хода; РЗГ – реле защиты от гидроудара

Рисунок 1 – Схема электрического подключения системы автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара при использовании во всасывающей линии датчика влажного хода

Предлагаемое на рис. 1 техническое решение работает следующим образом. При изменении электрического сопротивления (напряжения) датчика влажного хода E срабатывает контроллер влажного хода Кт, управляющий реле РЗГ, которое подачей электрического тока на катушки соленоидных клапанов КС перенаправляет поток холодильного агента с опасной концентрацией жидкой фазы через отделитель жидкости (т.е. холодильный агент движется к компрессору через безопасную линию, с отделителем жидкости).

Клапан соленоидный устанавливается в непосредственной близости от всасывающего патрубка компрессора.

На рис. 2 показана представлена схема автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара при использовании во всасывающей линии датчика влажного хода.

Приборы автоматической защиты: PS – реле давления; PI – манометр; H – пост кнопочный;
E – датчик влажного хода; AS – реле автоматической защиты компрессора от гидроудара;
Значения величин: L – срабатывание прибора по низкому давлению; H – срабатывание прибора по высокому давлению;
Рисунок 2 – Схема автоматической защиты холодильного поршневого компрессора от гидроудара при использовании во всасывающей линии датчика влажного хода

Ввиду опасности гидроудара при поломке соленоидного клапана, обозначенного на схеме (рис. 2) под номером 10, рационально установить резервный клапан.

При увеличении/уменьшении сопротивления R вследствие изменения показателя соотношения жидкой/газообразной фаз или температуры рабочего вещества на всасывании холодильной машины, меняется U, соответственно, контроллером подаётся команда исполнительным элементам (соленоидным клапанам) на открытие/закрытие проходного сечения линий всасывания.

Исходя из представленных выше схем, работа системы автоматической защиты компрессора от гидроудара на основе контроллера влажного хода допускается задавать по:

1) падению температуры t_вс на всасывании (в точке t_р.т, см. рис. 3). Если при установившемся рабочем режиме снижается температура всасывания t_вс, при одновременном снижении температуры в холодильной камере t_вн и температуры в испарителе t_исп (повышение разницы температур последних двух датчиков на величину Δt определяет образование снеговой шубы), то контроллер принимает данный сигнал как прохождение насыщенного/влажного пара (предельное значение), при превышении порогового значения этой температуры t_вс контроллер переключает контакты и электрический ток течет на через отделитель жидкости;

2) по изменению соотношения пар/жидкость на базе их датчиков: расхода, плотности или концентрации. Другими словами, предлагаемый датчик влажного хода в данном случае может быть выполнен на основе датчика расхода, плотности или концентрации. Из перечисленных датчиков наиболее перспективными подвидами, на примере которых может быть создан датчик влажного хода, могут считаться:

- акустический расходомер;

- электромагнитный расходомер;

- ультразвуковой плотномер;

- полупроводниковый датчик концентрации.

Присутствие в холодильном контуре компрессорного масла несколько усложняет задачу, однако, задача остается решаемой.

На диаграмме условные обозначения: давления: P_к и P₀ – конденсации и кипения; температуры: t_к и t₀ – конденсации и кипения; t_п – переохлаждения жидкости в рекуперативном теплообменнике; t_и – пара на выходе из испарителя; t_р.т – пара после рекуперативного теплообменника; t_вс – всасывания; t_н – нагнетания
Рисунок 3 – Цикл холодильной машины с рекуперативным теплообменником в термодинамической диаграмме

Температуры: t₀ – кипения; t_к – конденсации; t_вс – всасывания; t_н – нагнетания

Рисунок 4 – Цикл холодильной машины без рекуперативного теплообменника

в термодинамической диаграмме

Температуры: t₀ – кипения; t_к – конденсации; t_вс – всасывания; t_н – нагнетания

Рисунок 5 – Цикл двухступенчатой аммиачной холодильной машины с полным промежуточным охлаждением пара
после компрессора первой ступени и промежуточным сосудом змеевиковым

Далее рассмотрим, как применение вышеуказанного способа защиты от гидроудара влияет на показатель холодильного коэффициента.

Вспомним, что показатель холодильного коэффициента определяется выражением:

ε = Q₂ / |A| = T₀ / (T – T₀),                (12)

где    Q₂ – теплота, поглощаемая хладоагентом, кДж;

A – работа (отрицательная) цикла холодильной машины, кДж;

T₀ – температура хладоагента, К;

T – температура теплоотдающего тела, К.

Работа компрессора в граничных условиях (на грани влажного хода) позволяет повысить удельную работу сжатия, и, соответственно, показатель холодильного коэффициента, поскольку удельная работа сжатия [10]:

- одноступенчатого компрессора (или первой ступени двухступенчатого компрессора):

l_т1 = i₂ – i₁, кДж/кг,                    (13)

где    i₂ и i₁ – энтальпии точек 3 и 1 (рис. 3-4), 

- второй ступени двухступенчатого компрессора:

l_т2 = i₄ – i₃, кДж/кг,                    (14)

где    i₄
и i₃ – энтальпии точек 4 и 3 (рис. 5), в свою очередь, теоретическая мощность компрессоров:

- одноступенчатых:

N₁ = М₁ × l_т1, кВт,                    (15)

где    М₁
– массовый расход хладоагента, кг/с;

l_т – удельная работа сжатия паров компрессоре, кДж/кг,

- двухступенчатых:

N_т2 = М₂ × (i₄ – i₃), кВт,                (16)

где    M₂ – массовый расход хладоагента на 2-й ступени, кг/с,

а действительный массовый расход хладоагента для:

- одноступенчатого компрессора (или первой ступени двухступенчатого компрессора):

М₁ = λ × V₁ / v₁, кг/с,                    (17)

где    λ – коэффициент подачи компрессора, м³/кг;

V₁ – объёмная подача (производительность) компрессора, исходя из требований уменьшения коэффициента рабочего времени (0,5…0,8), м³/с;

v₁ – удельный объём всасываемого пара, м³/кг,

- второй ступени двухступенчатого компрессора:

М₂ = М₁ × [(i₂ – i₇) / (i₃ – i₆)], кг/с.                (18)

где    i₂, i₇, i₃ и i₆ – энтальпии точек 2, 7, 3 и 6 (рис. 5),

и действительная производительность (холодильная мощность) холодильной машины (одноступенчатой или двухступенчатой с одной температурой кипения) составляет:

Q_0д = М₁ × q₀, кВт,                    (19)

где    q₀ – удельная массовая холодильная мощность хладоагента, кДж/кг.

Исходя из указанных выше формул видно, что, с ростом массового (или объемного) расхода хладоагента, пропорционально растет показатель холодильной мощности, соответственно (на примере одноступенчатого компрессора):

N₁ = (М₁ + ΔМ₁) × (l_т1 + Δ l_т1), кВт,                (20)

другими словами:

- увеличивается показатель массового расхода хладоагента на величину ΔМ₁;

- увеличивается удельная работа сжатия на величину Δl_т1 за счет поступления во всасывающую полость компрессора пара с более низкой температурой t_вс (для циклов без рекуперативного теплообменника, рис. 4), соответственно, адиабата сжатия приблизится к правой пограничной кривой термодинамической диаграммы, уменьшая тем самым количество теплоты, которое нужно отвести в конденсаторе;

отсюда следует, что:

ε = Q₂ / |A – ΔA|,                    (21)

где    ΔA – уменьшение работы холодильной машины, кДж.

Аналогично для цикла двухступенчатой холодильной машины.

Следует отметить, что, по сравнению с другими вариантами увеличения холодильного коэффициента, предлагаемый способ не поставлен в зависимость от уравнения теплового баланса, поскольку отделитель жидкости не участвует в теплообмене.

Поступление холодильного агента с большой плотностью увеличивает показатель холодильной мощности, т.е. в единицу времени компрессор выполняет большую работу в граничных условиях (на грани влажного хода) на величину ΔМ₁.

Кроме того, вместо применяемой в настоящее время емкости для отделения жидкой фазы хладоагента предлагаемый способ увеличивает «степень автоматизации» холодильной машины, что упрощает контроль и эксплуатацию холодильной машины.

Заключение

Таким образом, по сравнению с озвученными в начале статьи способами – применения отделителя жидкости, направление рабочего вещества через электродвигатель компрессора, использование рекуперативного теплообменника – предлагаемый в статье способ
автоматической защиты холодильного компрессора от гидроудара позволяет (при определенных условиях) несколько повысить показатель холодильного коэффициента. Этот способ перспективен для малых и средних холодильных машин и установок, однако требует более глубокого изучения и опытной апробации. Недостатком данного способа является немалые капитальные затраты, сопоставимые с затратами на жидкостный впрыск, применяемый, в частности, для двухступенчатых компрессоров.

1. Vasudevan H. Proceedings of International Conference on Intelligent Manufacturing and Automation / H. Vasudevan, V.K.N. Kottur, A.A. Raina. – Springer, 2020. – 879 p.
2. Сязин И.Е. Холодильные установки: расчеты и схемы: Монография / И.Е. Сязин. – Краснодар: Экоинвест, 2018. – 140 с.
3. New Refrigerant Quality Measurement and Demand Defrost Methods
   [Electronic resource]. – Reference: https://www.hbproducts.dk/images/artikler/2017-IIAR-Tech-Paper-X4-Vapor-Liquid-refrig-Quality-2017-02-10.pdf.
4. Sylves D. Don’t be a compressor killer: know causes to prevent failures [Electronic resource]. – Reference: https://www.bitzergreenpoint.com/en/downloads.
5. Heinz P. Bloch Fluid Machinery: Life Extension of Pumps, Gas Compressors and Drivers / Heinz P. Bloch. – Walter de Gruyter GmbH, 2020. – 208 p.
6. Proceedings of International Conference on Intelligent Manufacturing and Automation. – ICIMA, 2020. – 723 p.
7. Шишов В.В. Защита компрессора от влажного хода и гидроудара с помощью отделителя жидкости // Холодильная техника. – 2016. – №9. – С. 37-39.
8. Полевой А.А. Автоматизация холодильных установок и систем кондиционирования воздуха / А.А. Полевой. – СПб: Профессия, 2016. – 256 p.
9. Маслаков В.Н. Влияние режима работы переохладителя на максимум энергоэффективности холодильной машины // Холодильная техника. – 2019. – №2. – С. 28-31.
10. Сязин И.Е. Холодильные машины и холодильные установки: Учебное пособие для вузов. В 3 томах. Том 3. Основы расчета холодильных установок / И.Е. Сязин, Г.И. Касьянов, А.В. Гукасян. – Краснодар: Экоинвест, 2021. – 128 p.
11. KVR / NRD – регуляторы давления конденсации / клапаны перепада давления [Electronic resource]. – Reference: https://assets.danfoss.com/documents.
12. System CIC for piston compressors Bitzer [Electronic resource]. – Reference: http://bitzer.ru/sistema_cic_dlya_porshnevih_kompressorov_bitcer.
13. Refrigeration compressors [Electronic resource]. – Reference: https://refindustry.com/articles/articles/refrigeration-compressors.
14. Heinz P. Bloch Petrochemical Machinery Insights / Heinz P. Bloch. – Butterworth-Heinemann, 2016. – 784 p.
15. Cremaschi L., Moghaddam S. Recent advances on heat and mass transfer in refrigeration and air-conditioning systems // Science and Technology for the Built Environment, Volume 23, Issue 6, 2017. – 871-874 pp.

Все статьи автора «Сязин Иван Евгеньевич»