ХОЛОДИЛЬНОЕ УСТРОЙСТВО
REFRIGERATING DEVICE

Область техники, к которой относится изобретение
Изобретение относится к холодильному устройству.
Уровень техники
Холодильное устройство в соответствии с настоящим изобретением предпочтительно используется в том случае, когда замкнутый контур, в котором циркулирует хладагент, помимо конденсатора, расширительного клапана и испарителя, содержит поршневой компрессор и вспомогательную ветвь с экономайзером, через которую протекает хладагент, циркулирующий в этом же замкнутом контуре. Следует отметить, что такая вспомогательная ветвь в соответствии с известным уровнем техники сообщается по текучей среде с участком основной ветви замкнутого контура, расположенным между конденсатором и расширительным клапаном, с одной стороны, и с цилиндром поршневого компрессора для возврата в компрессор части расхода, проходящей через вспомогательную ветвь, с другой стороны. Как известно, такая вспомогательная ветвь с экономайзером содержит расширительный клапан и теплообменник, а хладагент, выходящий с определенным расходом из вспомогательной ветви с экономайзером и поступающий в цилиндр компрессора, имеет давление, промежуточное между самым высоким давлением и самым низким давлением контура холодильного устройства, т.е. между давлением текучей среды в конденсаторе и испарителе.
Вообще, в компрессорах, обычно используемых в холодильных устройствах, точное место камеры сжатия компрессора, в которую поступает вышеупомянутая часть расхода из вспомогательной ветви с экономайзером, всегда можно определить. Например, в винтовом компрессоре, в котором, как известно, давление возрастает вдоль оси компрессора по известному закону, всегда может быть определено точное место ввода части расхода из вспомогательной ветви с экономайзером. То же самое относится и к другим типам компрессоров, таким, например, как шнековые или спиральные компрессоры, хотя в них принцип работы, а также распределение давления внутри камеры сжатия отличаются от принципа работы и распределения давления в винтовых компрессорах, при этом в спиральном компрессоре также всегда можно знать, насколько велико давление в любой точке камеры сжатия.
В случае использования поршневых компрессоров, т.е. имеющих цилиндр и поршень, которые совершают возвратно-поступательное движение внутри цилиндра, давление, напротив, изменяется со временем и всегда по существу одинаково во всем объеме цилиндра для каждого положения поршня в цилиндре при осуществлении такта всасывания и такта сжатия. Для того чтобы в холодильных устройствах, содержащих поршневые компрессоры, можно было использовать вспомогательные ветви с экономайзером, в патентном документе US2014/0170003 (заявитель – компания Emerson Climate Technologies Inc.) описаны цилиндры компрессора, снабженные боковым впускным отверстием для ввода части расхода из вспомогательной ветви с экономайзером при заданном промежуточном давлении. В боковом впускном отверстии, имеющемся в цилиндре компрессора, размещен клапан, открытие и закрытие которого синхронизировано с приводным валом компрессора с помощью сложного механизма, состоящего из по меньшей мере одного кулачка и по меньшей мере одной соответствующей детали, движущейся под нажимом кулачка. Это позволяет вводить вышеупомянутую часть расхода хладагента, поступающую из вспомогательной ветви с экономайзером, лишь непродолжительное время, до того как в поршне достигается давление, немного меньшее, чем давление вышеупомянутой части расхода хладагента, проходящего через вспомогательную ветвь. Для того чтобы избежать использования сложных систем синхронизации, таких, как описана в документе US2014/0170003, были рассмотрены другие решения. В частности, в патентном документе WO2007064321 A1 (заявитель – Carrier Corporation) указано, как выполнить в цилиндре компрессора боковое впускное отверстие, которое становится открытым при движении поршня во время такта всасывания и остается закрытым, опять же поршнем, во время такта сжатия последнего. В таком компрессоре, однако, скорость движения поршня и, следовательно, расход хладагента, циркулирующего в контуре холодильного устройства, изменяют, в зависимости от заданной целевой температуры в охлаждаемой камере. Это направлено на достижение точного регулирования температуры внутри такой же охлаждаемой камеры, которой может быть, например, контейнер или тому подобное, кроме того, с наибольшим конечным эффектом повышения эффективности самого холодильного устройства. Однако такое холодильное устройство не свободно от недостатков. В действительности, возможное и предполагаемое тонкое регулирование температуры происходит в ущерб эффективности, которая может быть достигнута при использовании вспомогательной ветви с экономайзером. Кроме того, выполненное таким образом холодильное устройство обуславливает значительное увеличение сложности такого же компрессора, поскольку скорость перемещения поршня в этом случае обязательно зависит от одного или более внешних параметров.
С другой стороны, следует добавить, что во всех описанных выше холодильных устройствах, в том случае, когда они снабжены вспомогательной ветвью с экономайзером, независимо от типа используемого компрессора, давление части расхода хладагента, поступающего из вспомогательной ветви, всегда заметно превышает давление хладагента, поступающего в компрессор через традиционный всасывающий патрубок, имеющийся на головке цилиндра. В частности, в соответствии с известным уровнем техники существуют два расчетных метода, используемых для определения давления во вспомогательной ветви с экономайзером, которая оптимизирует эффективность работы холодильного устройства. В соответствии с первым методом давление рабочего тела во вспомогательной ветви с экономайзером задают с использованием среднего геометрического между давлением в конденсаторе и давлением в испарителе. К примеру, если давление хладагента в испарителе составляет 1,31 бара, а давление в конденсаторе равно 18,1 бара, то давление рабочего тела, протекающего через вспомогательную ветвь с экономайзером, для оптимизации эффективности холодильного устройства, составляет 4,93 бара (т.е. определяется как корень квадратный из произведения вышеуказанных величин давления). В соответствии со вторым методом задают давление рабочего тела во вспомогательной ветви с экономайзером с использованием давления, соответствующего температуре насыщенного пара, полученной путем вычисления средней величины между температурами в испарителе и конденсаторе, причем с рабочим телом в состоянии насыщения. К примеру, если температура насыщенного пара в конденсаторе составляет 40°С, а в испарителе составляет -40°С, тогда средняя температура между этими двумя величинами равна 0°С. Давление насыщенного пара, соответствующего этой температуре, составляет 6,1 бар. Это достигается выбором в качестве охлаждающего газа хладагента R404a, который является одним из наиболее общеизвестных хладагентов, используемых в промышленности. С другой стороны, следует отметить, что для других имеющихся на рынке хладагентов результат может быть иным, но отклонение от вышеупомянутой величины совершенно незначительно. Обычно специалист в данной области техники, после проведения расчета с использованием двух вышеупомянутых методов, выбирает среднее из двух полученных таким образом величин в качестве давления части хладагента, циркулирующего во вспомогательной ветви. В рассматриваемом случае выбранная величина давления может составлять 5,51 бар.
Вне зависимости от рассмотренного выше конкретного примера, в большинстве случаев разность между давлением рабочего тела, поступающего в компрессор через всасывающий клапан, и давлением рабочего тела, поступающего в цилиндр через выполненное в нем боковое впускное отверстие, обычно составляет приблизительно более 5 бар. В действительности такая разность давлений, как было установлено, позволяет оптимизировать эффективность холодильного устройства, и поэтому такая разность принята всеми производителями холодильных устройств.
Указанная разность между давлением части расхода хладагента, поступающего из вспомогательной ветви, и давлением хладагента, поступающего в компрессор через традиционный всасывающий патрубок, не является столь предпочтительной в случае использования холодильного устройства, оборудованного поршневым компрессором и боковым впускным отверстием для ввода хладагента, проходящего через ветвь с экономайзером.
Раскрытие сущности изобретения
В связи с изложенным задача настоящего изобретения заключается в повышении эффективности холодильного устройства, снабженного поршневым компрессором, без усложнения конструкции холодильного устройства и поршневого компрессора, функционирующего в составе этого холодильного устройства. Другая задача изобретения заключается в увеличении тепловой нагрузки холодильного устройства, соответствующего изобретению, при одинаковой объемной производительности поршневого компрессора и объемной производительности поршневого компрессора, используемого в известных холодильных устройствах.
8
1
Эти и другие задачи изобретения решены с помощью холодильного устройства, содержащего замкнутый контур, в котором циркулирует хладагент с расходом, при этом указанный замкнутый контур содержит по меньшей мере один конденсатор и по меньшей мере одну основную ветвь, оборудованную по меньшей мере одним поршневым компрессором, в который поступает заданный расход хладагента из указанной основной ветви при заданном давлении всасывания, по меньшей мере одним испарителем и по меньшей мере одним первым расширительным клапаном, расположенным между указанными по меньшей мере одним конденсатором и по меньшей мере одним испарителем, при этом указанный замкнутый контур дополнительно содержит по меньшей мере одну первую вспомогательную ветвь с экономайзером для по меньшей мере одной первой части расхода указанного хладагента, причем указанная по меньшей мере одна первая вспомогательная ветвь с экономайзером сообщает по текучей среде указанный компрессор с участком указанного замкнутого контура, расположенным между указанным конденсатором и указанным по меньшей мере одним первым расширительным клапаном; предпочтительно указанный поршневой компрессор содержит по меньшей мере одно первое боковое впускное отверстие для входа указанной по меньшей мере одной первой части расхода хладагента, при этом указанная одна первая часть расхода имеет такое давление на входе, что P-P≤ 4 бар.
Заявитель опытным путем установил, что ввод первой части расхода из вспомогательной ветви с экономайзером через первое впускное отверстие, имеющееся в цилиндре компрессора, при давлении на входе, превышающем давление всасывания, причем не более чем на 4 бара по отношению к последнему, и предпочтительно менее чем на 2 бара, обеспечивает достижение ряда положительных результатов. Фактически, благодаря этому решению эффективность холодильного цикла становится значительно более высокой по сравнению с холодильным циклом, осуществляемым при одинаковых рабочих параметрах, т.е. одинаковых давлениях, температурах и с использованием одинакового хладагента. Кроме того, такое решение позволяет также значительно увеличить нагрузку холодильного устройства, при этом объемная производительность используемого поршневого компрессора является такой же. Это достигается, главным образом, благодаря тому, что при снижении давления указанной по меньшей мере одной первой части расхода хладагента, поступающего из первой вспомогательной ветви с экономайзером, достигается значительное увеличение объемного расхода, что, соответственно, значительно увеличивает давление в цилиндре компрессора, при входе указанной части в компрессор через первое впускное отверстие, что приводит к уменьшению работы сжатия, совершаемой компрессором. Такое уменьшение работы сжатия в компрессоре приводит к ощутимому повышению эффективности холодильного устройства в целом.
В соответствии с характерным аспектом упомянутый по меньшей мере один поршневой компрессор снабжен по меньшей мере одним цилиндром и по меньшей мере одним поршнем, совершающим возвратно-поступательное движение в указанном по меньшей мере одном цилиндре между верхней мертвой точкой и нижней мертвой точкой, причем указанное по меньшей мере одно впускное отверстие для входа указанной по меньшей мере одной первой части расхода указанного хладагента размещено вблизи нижней мертвой точки указанного по меньшей мере одного поршня, так что указанный поршень оставляет по меньшей мере частично открытым указанное по меньшей мере одно впускное отверстие, по меньшей мере во время такта впуска, и закрывает указанное по меньшей мере одно отверстие, по меньшей мере во время такта сжатия.
На практике чем ближе впускное отверстие будет находиться к нижней мертвой точке поршня, тем меньше будет работа поршня на упомянутых стадиях впуска и сжатия. Кроме того, чем ближе будет впускной патрубок к нижней мертвой точке поршня, тем меньше будет укорочение хода поршня в период времени, когда боковое впускное отверстие остается открытым. Следовательно, такое решение в соответствии с изобретением обеспечивает максимальную эффективность холодильного устройства.
1
10
8
10
1
В соответствии с определенным аспектом изобретения указанный по меньшей мере один замкнутый контур дополнительно содержит по меньшей мере одну дополнительную вспомогательную ветвь с экономайзером для по меньшей мере одной второй части расхода указанного хладагента, при этом компрессор содержит по меньшей мере одно второе впускное отверстие для входа указанной по меньшей мере одной дополнительной части расхода хладагента в указанный по меньшей мере один компрессор, в котором указанное по меньшей мере одно второе впускное отверстие расположено на расстоянии от указанной нижней мертвой точки, превышающем расстояние, на котором расположено указанное по меньшей мере одно первое впускное отверстие, причем указанная дополнительная часть расхода имеет такое давление на входе, что P≤P≤P,где P - P≤ 2 бара, и предпочтительно менее 1 бара. Такое решение приводит к дополнительному и значительному повышению эффективности и нагрузки холодильного устройства, по сравнению с традиционным использованием, при всех одинаковых рабочих параметрах холодильного устройства.
В соответствии с изобретением, указанные по меньшей мере одно первое впускное отверстие и/или по меньшей мере одно второе впускное отверстие представляют собой/представляет собой щелевое отверстие с основным размером, по существу определяемым поперек оси указанного цилиндра, т.е. находящимся в плоскости, по существу проходящей поперек оси указанного по меньшей мере одного цилиндра. На практике для уменьшения настолько, насколько это возможно, работы сжатия, совершаемой поршнем во время его подъема вдоль цилиндра, с закрытием указанного первого и/или указанного по меньшей мере одного второго впускного отверстия, оба из указанных по меньшей мере одного первого впускного и по меньшей мере одного второго впускного отверстия должны иметь, по возможности, уменьшенный размер вдоль оси цилиндра. Однако основной размер щелевого отверстия, т.е. размер в плоскости, проходящей поперек оси цилиндра, должен быть достаточно протяженным, чтобы обеспечить поступление наибольшей части расхода используемого хладагента в максимально короткий промежуток времени.
Используемый здесь термин «щелевое отверстие» следует понимать как любую прорезь, любой формы, выполненную в цилиндрической стенке и имеющую главный размер (называемый также основным размером) по отношению к другому размеру. В частности, в настоящем изобретении основным или главным, или более значимым является размер, находящийся в плоскости, проходящей поперек оси цилиндра компрессора. Этот размер щелевого отверстия не является параллельным оси цилиндра компрессора и определяемым как высота щелевого отверстия.
В соответствии с описанным здесь вариантом осуществления изобретения указанное по меньшей мере одно первое впускное отверстие и указанное по меньшей мере одно второе впускное отверстие, оба в виде щелевого отверстия, по существу или преимущественно имеют прямоугольную форму, т.е. граница щелевого отверстия, которая находится с внутренней стороны цилиндра компрессора, имеет по существу форму прямоугольника, расположенного на внутренней цилиндрической поверхности цилиндра компрессора. Такая по существу прямоугольная форма отверстия, при которой верхняя или нижняя сторона имеет размеры, значительно превышающие размеры двух сторон, образующих высоту отверстия, т.е. вдоль оси цилиндра компрессора, может быть образована также сторонами, плавно переходящими одна в другую, т.е. без острых кромок, подпадающими, однако, под определение границы отверстия, имеющей по существу форму прямоугольника, находящегося на внутренней поверхности цилиндра.
В частности, указанное по существу прямоугольное щелевое отверстие имеет отношение высоты к длине, или основному размеру, меньше чем 0,5, предпочтительно менее 0,2.
Предпочтительно указанное по меньшей мере одно первое впускное отверстие имеет нижнюю сторону, расположенную по существу на одном уровне с нижней мертвой точкой указанного поршня. Кроме того, нижняя сторона указанного по меньшей мере одного второго впускного отверстия находится на одном уровне с верхней стороной указанного по меньшей мере одного первого впускного отверстия. При таком взаимном расположении указанные по меньшей мере одно первое впускное отверстие и по меньшей мере одно второе впускное отверстие находятся на наиболее малом возможном расстоянии относительно нижней мертвой точки поршня.
В соответствии с конкретным вариантом осуществления изобретения указанная по меньшей мере одна вспомогательная ветвь с экономайзером и/или по меньшей мере одна дополнительная вспомогательная ветвь с экономайзером содержат/содержит по меньшей мере один трубопровод, имеющий цилиндрическое сечение и по меньшей мере один присоединительный патрубок с указанным по меньшей мере одним первым впускным отверстием и/или указанным по меньшей мере одним вторым впускным отверстием.
Более подробно, указанный цилиндрический трубопровод имеет такие размеры, что он является трубопроводом настроенного типа. Такое определение хорошо известно специалистам, работающим в области двигателей внутреннего сгорания, и на практике это означает, что трубопровод имеет такие размеры, по длине и диаметру, и такой профиль, что волна давления, которая распространяется по трубопроводу при открытии первого или второго впускного отверстия, благодаря разности давления между давлением в камере цилиндра и давлением, с которым часть расхода хладагента поступает в цилиндр компрессора, всегда и в любом случае способствует заполнению цилиндра и поддержанию низкого давления во вспомогательной ветви с экономайзером. Такой результат достигается также в тех случаях, когда давление в цилиндре, для некоторых частей расхода, поступающего из второй ветви, больше, чем давление в цилиндрическом трубопроводе для ввода части хладагента, проходящего через вспомогательную ветвь с экономайзером и/или по меньшей мере одну дополнительную вспомогательную ветвь.
Наконец, указанные по меньшей мере одно первое впускное отверстие и/или по меньшей мере одно второе впускное отверстие снабжены/снабжено по меньшей мере одним функционально связанным обратным клапаном. За счет такого выполнения газ, находящийся в цилиндре на стадии сжатия поршня, в случае превышения давления части расхода хладагента, поступающей из первого или второго впускного отверстия, не может быть введен повторно (это относится даже к единственной второй части расхода), в указанную по меньшей мере одну вспомогательная ветвь с экономайзером и/или указанную по меньшей мере одну дополнительную вспомогательную ветвь с экономайзером. Упомянутый обратный клапан представляет собой деформируемый пластинчатый клапан и предпочтительно расположен в стенке указанного по меньшей мере одного цилиндра.
Краткое описание чертежей
Далее со ссылками на сопроводительные чертежи будут описаны различные конкретные варианты осуществления настоящего изобретения лишь в целях иллюстрации, а не ограничения изобретения.
На фиг. 1 показана принципиальная схема холодильного устройства, выполненного с двумя ветвями с экономайзером, в соответствии с настоящим изобретением;
на фиг. 2 – диаграмма P-H холодильного цикла, используемого в холодильном устройстве, схематически представленном на фиг. 1;
на фиг. 3а-3d – схематические виды в разрезе внутренней части цилиндра компрессора на стадиях впуска и сжатия, применительно к термодинамическим состояниям, проиллюстрированным на фиг. 2;
на фиг. 4а и 4b – два вида в продольном и поперечном разрезе цилиндра поршневого компрессора соответственно, на которых особое внимание уделено первому и второму впускным отверстиям, выполненным в стенке цилиндра компрессора;
на фиг. 5а – схематическое изображение традиционного холодильного устройства с поршневым компрессором, не содержащего одну или большее число вспомогательных ветвей с экономайзером;
на фиг. 5b – диаграмма P-H холодильного цикла, реализуемого в холодильном устройстве, представленном на фиг. 5а.
Осуществление изобретения
На указанных фигурах типичное холодильное устройство в соответствии с изобретением обозначено позицией 100.
1
Холодильное устройство 100 содержит замкнутый контур С, в котором циркулирует хладагент 1 с определенным расходом. Этот замкнутый контур С содержит конденсатор 102 и основную ветвь М, в которую включен поршневой компрессор 101, содержащий цилиндр 110 и поршень 111, который совершает возвратно-поступательное движение между верхней мертвой точкой S (см. фиг. 3d) и нижней мертвой точкой I (см. фиг. 3с) внутри цилиндра 110 компрессора, в который поступает хладагент с заданным расходом 1-X1-X2 из указанной основной ветви М при заданном давлении Р всасывания. Указанная основная ветвь М, кроме того, снабжена испарителем 103 и первым расширительным клапаном 104, расположенным между конденсатором 102 и испарителем 103. Указанный замкнутый контур С содержит, кроме того, первую вспомогательную ветвь 105 с экономайзером для первой части Х1 расхода хладагента. Указанная первая вспомогательная ветвь 105 с экономайзером сообщается по текучей среде с компрессором 101 и с участком 106 замкнутого контура С, находящимся между конденсатором 102 и расширительным клапаном 104. В соответствии с изобретением поршневой компрессор 101 содержит первое боковое впускное отверстие 107, выполненное в стенке 110а цилиндра 110 для впуска вышеупомянутой первой части Х1 расхода хладагента.
Следует отметить, что на фиг. 1 в скобках номерами от 1 до 12 условно обозначено термодинамическое состояние хладагента, циркулирующего в замкнутом контуре С холодильного устройства 100. На фиг. 2 представлен термодинамический цикл, осуществляемый хладагентом в замкнутом контуре 100, и приведена информация относительно термодинамического состояния хладагента в соответствующих точках замкнутого контура С.
8
8
1
1
Предпочтительно и в соответствии с изобретением указанная первая часть Х1 расхода имеет давление Р на входе в цилиндр 110 компрессора 101, при котором разность P-P≤ 4 бара, и предпочтительно менее чем 2 бара, при этом Р представляет собой давление рабочего тела с расходом 1-X1-X2, поступающего в цилиндр 110 компрессора 101 из всасывающего клапана 101а, на стадии впуска в компрессор 101.
8
8
На практике было обнаружено, что за счет увеличения удельного объема рабочего тела, введенного в цилиндр через первую вспомогательную ветвь 105 с экономайзером, т.е. за счет снижения давления Р на входе в цилиндр 110 через первое боковое впускное отверстие 107 настолько, насколько это возможно, достигается ряд преимуществ. Во-первых, благодаря такому решению значительно повышается эффективность холодильного цикла по сравнению с холодильным циклом, осуществляемым в тех же условиях, т.е. при таких же давлениях и температурах и при использовании такого же хладагента. Кроме того, такое решение позволяет в значительной степени увеличить нагрузку холодильного устройства при сохранении объемной производительности используемого поршневого компрессора 101. Это обусловлено, главным образом, тем, что давление Р указанной первой части Х1 расхода хладагента, подводимого из первой вспомогательной ветви 105 с экономайзером, уменьшается и, кроме того, достигается значительное увеличение объемного расхода, что, соответственно, значительно увеличивает давление в цилиндре 110 при впуске в компрессор 101 хладагента через указанное первое впускное отверстие 107, в результате чего уменьшается работа сжатия, совершаемая компрессором 101. Достигнутое уменьшение работы компрессора 101 приводит к значительному повышению эффективности всего холодильного устройства 1. Кроме того, такое решение обеспечивает существенное увеличение нагрузки холодильного устройства, при этом объемная производительность используемого поршневого компрессора 101 остается такой же.
В соответствии с описанным здесь вариантом осуществления изобретения первое впускное отверстие 107 для первой части Х1 расхода хладагента, которым в рассматриваемом случае является R404a, расположено у нижней мертвой точки I поршня 111, так что поршень открывает первое впускное отверстие 107 во время такта всасывания и закрывает первое впускное отверстие 107 во время такта сжатия.
10
1
10
8
10
1
В описанном здесь варианте осуществления изобретения замкнутый контур С, кроме того, содержит дополнительную вспомогательную ветвь 120 с экономайзером для второй части Х2 расхода хладагента. При этом компрессор 101 содержит второе впускное отверстие 112 для ввода второй части Х2 расхода хладагента. Указанное второе впускное отверстие 112 расположено на некотором расстоянии от нижней мертвой точки I поршня 111, большем, чем расстояние, на котором размещено первое впускное отверстие 107. Указанная вторая часть Х2 расхода имеет давление Р впуска, причем такое, что P≤P≤P,при этом P-P≤ 2 бар и предпочтительно менее 1 бара.
Следует отметить, что вышеупомянутое расстояние между первым впускным отверстием 107 или вторым впускным отверстием 112 и нижней мертвой точкой I измеряется вдоль оси Z цилиндра 110 от нижней мертвой точки поршня 111 компрессора 101 до нижней стороны 107а или 112а соответствующего впускного отверстия.
Кроме того, в соответствии с описанным здесь вариантом осуществления изобретения первая вспомогательная ветвь 105 с экономайзером и вторая вспомогательная ветвь 120 с экономайзером содержат второй расширительный клапан 130 и по меньшей мере один теплообменник 131, размещенный на участке 106 замкнутого контура С, заключенном между конденсатором 102 и расширительным клапаном 104.
В настоящем описании для упрощения приведен численный пример осуществления холодильного устройства в соответствии с настоящим изобретением. При этом на фиг. 2 представлен термодинамический цикл, осуществляемый хладагентом внутри замкнутого контура С. Следует отметить, что номера позиций, проставленные вблизи линий, отображающих на фиг. 2 изменения термодинамического состояния, которые претерпевает хладагент в холодильном устройстве 100, приведены также на схеме замкнутого контура С холодильного устройства 100, иллюстрируемого на фиг. 1.
В численном примере предполагается, что температура конденсации равна 40°С, а температура испарения равна -40°С. Кроме того, переохлаждение на выходе из конденсатора, как предполагается, составляет 2°С, в то время как перегрев на выходе из испарителя составляет 5°С. Помимо этого, в описанном здесь цикле предполагается, что перегрев пара в экономайзере составляет 15°С, в то время как разность между температурой переохлажденной жидкости и температурой испарения составляет 5°С.
8
10
Далее, используя метод итераций и начиная от величин давления Р и Р, равных 3,0 бара и 1,55 бара соответственно, для хладагента во вспомогательной ветви 105 с экономайзером и дополнительной вспомогательной ветви 120 с экономайзером соответственно можно определить величины давления (Р), температуры (Т), энтальпии (h), плотности (σ) и энтропии (S) для термодинамических состояний 1, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9 и 10. Затем делают вычисления для определения термодинамического состояния 11, достигаемого рабочим телом при смешивании пара в состоянии 1 с паром, полученным во вспомогательной ветви 120 с экономайзером в термодинамическом состоянии 10, но только после определения частей Х1 и Х2 расхода хладагента в первой вспомогательной ветви 105 с экономайзером и в дополнительной вспомогательной ветви 120 с экономайзером.
При этом получают:
3
4
8
4
X1 = (h-h)/(h-h) = 0,408
и
4
5
10
5
X2 = (1-X1)*( h- h)/( h-h) = 0,065,
3
4
5
8
10
где h, h,h,h,и h– величины энтальпии для соответствующих термодинамических состояний, показанных на фиг. 1 и 2, в то время как 1 обозначает приведенную численную величину общего расхода хладагента, равного 1, циркулирующего в замкнутом контуре С.
Затем, после определения термодинамических параметров хладагента в термодинамическом состоянии 12, т.е. когда хладагент, выходящий в термодинамическом состоянии 8 из вспомогательной ветви 105, смешивается с хладагентом, находящимся в цилиндре 110 в термодинамическом состоянии 11, могут быть произведены вычисления для определения термодинамического состояния 2', относящегося к процессу изоэнтропийного сжатия, при этом в качестве КПД η компрессора 101 установлена величина 0,7. Исходя из этого, можно вычислить числовое значение характеристик хладагента в термодинамическом состоянии 2, т.е. выходящего из компрессора 101.
В результате получены следующие физические характеристики рабочего тела в термодинамическом цикле в соответствии с раскрытым здесь вариантом осуществления изобретения, принимая во внимание используемые и вышеупомянутые предположения:
P
T
h
σ
S
X
1
1,31
-35
347,6
6,81
1,6563
2
18,3
77,7
427,3
75,58
1,7266
3
18,3
38
256,8
978
1,1903
4
18,3
-15
179,9
1211
0,9205
5
18,3
-32
157,9
1267
0,8321
6
1,31
-40
157,9
0,8388
0,059
7
3,07
-20
256,8
1,2293
0,461
8
3,07
-5
368,3
14,58
1,6678
9
1,55
-37
179,9
0,9312
0,149
10
1,55
-22
357,5
7,62
1,6806
11
1,50
-29,8
351,2
7,63
1,6580
12
2,74
-6,6
367,7
12,99
1,6744
2'
18,3
62,4
409,4
83,35
1,6744
С учетом таких величин холодильный коэффициент, более широко известный под аббревиатурой COP, определяется следующим соотношением:
1
6
2
1
8
10
COP= [(1-X1-X2)*( h- h)] /[ h - (1-X1-X2)* h –X1* h- X2* h]= 1,42,
1
2
6
8
10
где h, h,h,hиh– величины энтальпии для соответствующих термодинамических состояний, показанных на фиг. 1 и 2.
С другой стороны, в случае известного холодильного устройства 300, изображенного на фиг. 5а, т.е. оборудованного конденсатором 102', расширительным клапаном 104', испарителем 103' и поршневым компрессором 101' и не содержащего вспомогательных ветвей с экономайзером, термодинамический цикл которого представлен на фиг. 5b, и исходя из таких же используемых предположений, т.е. в случае одинаковых величин температуры конденсации, температуры на выходе из конденсатора, температуры испарения, перегрева на выходе испарителя, энтропийного КПД компрессора и одинакового хладагента, могут быть получены следующие величины различных термодинамических состояний, показанных на фиг. 5а и фиг. 5b:
P
T
h
σ
S
1
13,1
-35
347,6
6,81
1,6536
2
18,3
56,7
402,5
87,01
1,6536
3
18,3
76,5
426,0
76,06
1,7229
4
18,3
38
256,8
978
1,1703
2'
1,31
-40
256,8
12,40
Исходя из этого, может быть получена следующая величина холодильного коэффициента:
1
4
2
1
COP' = ( h- h) /(h- h) = 1,16
На практике, благодаря рассмотренному выше решению, получают величину COP на 22,4% больше величины COP', которая может быть получена при использовании известного холодильного устройства 300, работающего при таких же термодинамических параметрах, что и устройство в соответствии с настоящим изобретением. По сути, энергетическая эффективность холодильного устройства 100, соответствующего изобретению, значительно увеличена.
Кроме того, при рассмотрении нагрузки компрессора холодильного устройства в двух холодильных устройств, которые были сопоставлены выше, т.е. холодильного устройства 100 и холодильного устройства 300, и исходя из по существу одинаковой объемной производительности двух поршневых компрессоров 101 и 101′, причем это предположение является близким к истине, могут быть получены следующие результаты:
12
1
6
1
1
4
Q/Q’= [σ(1-X1-X2)*(h-h)]/ [σ’(h’-h’)] = 2,1,
где
Q – тепловая нагрузка холодильного устройства 100 в соответствии с настоящим изобретением;
Q' – тепловая нагрузка холодильного устройства 300 в соответствии со схемой устройства, представленной на фиг. 5а;
12
σ– плотность рабочего телав холодильном устройстве 100, в термодинамическом состоянии 12;
1
σ’ – плотность рабочего телав холодильном устройстве 300, в термодинамическом состоянии 1;
1
h’ – энтальпия рабочего тела в холодильном устройстве 300, в термодинамическом состоянии 1;
4
h’ – энтальпия рабочего тела в холодильном устройстве 300, в термодинамическом состоянии 4.
8
8
1
10
10
1
На практике тепловая нагрузка компрессора 101, функционирующего в холодильном устройстве 100, в котором давление Р первой части расхода, поступающего в компрессор 100, имеет такую величину, что P-P≤ 4 бар и в котором давление Р второй части расхода компрессора 100 имеет такую величину, что P-P≤ 1 бар, в два раза превышает тепловую нагрузку поршневого компрессора 101', который функционирует в холодильном устройстве 300, известном из уровня техники, и имеет такую же объемную производительность.
Следует отметить, что в описанный здесь вариант 100 осуществления изобретения содержит первую ветвь 105 с экономайзером и вторую ветвь 120 с экономайзером, однако вариант осуществления изобретения, в котором вспомогательная ветвь 120 с экономайзером не предусмотрена, всё-таки обеспечивает достижение целей настоящего изобретения и, следовательно, этот вариант входит в объем притязаний настоящего изобретения. В этом случае расход хладагента, поступающего в компрессор 100, может быть задан разностью между общим расходом, равным 1, и первой частью Х1 расхода, поступающей в ветвь 105 с экономайзером, и может быть определен как 1-Х1, вместо указанной выше величины расхода 1-X1-X2.
В частности, в соответствии с раскрытым выше вариантом осуществления изобретения первое впускное отверстие 107 и второе впускное отверстие 112 представляют собой щелевые отверстия, основной размер L которых находится в плоскости Р, Р1, проходящей по существу поперек оси Z цилиндра 120. В частности, первое впускное отверстие 107 и второе впускное отверстие 112 представляют собой щелевые отверстия, основной размер L которых проходит поперек оси Z цилиндра 110. В частности, щелевое отверстие имеет по существу границу в форме прямоугольника, находящуюся на внутренней поверхности 110с цилиндра 110 и проходящую вдоль дуги окружности цилиндра 110. Более конкретно, например, такая граница отверстия получена путем резания с помощью фрезерной машины стенки 110а цилиндра 110, производимого при расположении оси вращения фрезерной машины параллельно оси Z цилиндра 110 и движении машины вперед в радиальном направлении, ортогональном оси Z цилиндра 110. В результате полученная таким путем граница отверстия имеет по существу форму прямоугольника, несмотря на то, что стороны не соединены взаимно посредством острой кромки, а плавно переходят одна в другую. Предпочтительно отношение H высоты к длине L (основной размер) составляет 0,2, при этом последний размер измеряется вдоль дуги окружности, проходящей вдоль щелевого отверстия и вдоль внутренней поверхности цилиндра 110b (см., в частности, штриховую линию, показанную на фиг. 4b). В частности, длину следует измерять на плоскости Р или Р1, проходящей поперек оси Z цилиндра через середину высоты H соответствующего щелевого отверстия. Следует отметить, что, вообще, любое щелевое отверстие, имеющее отношение высоты H к длине L менее 0,5, всё ещё входит в объем притязаний настоящего изобретения. Кроме того, следует отметить, что щелевое отверстие, т.е. граница отверстия, проходящая по внутренней поверхности 110с цилиндра 110, имеет нижние и верхние стороны, плавно переходящие в соответствующие соединяемые стороны, при этом отверстие повторяет форму стенки 110а самого цилиндра 110.
В частности, как видно на фиг. 3а-3d, нижняя сторона 107а первого впускного отверстия 107 по существу находится на уровне нижней мертвой точки I поршня 111. Более конкретно, нижняя сторона 112а второго впускного отверстия 112 находится на одном уровне с верхней стороной 107b первого впускного отверстия 107.
В соответствии с рассмотренным здесь вариантом осуществления изобретения первая вспомогательная ветвь 105 с экономайзером и дополнительная вспомогательная ветвь 120 с экономайзером включают трубопровод 132 с цилиндрическим сечением и присоединительный патрубок 133, сужающийся к соответствующему впускному отверстию, т.е. к первому впускному отверстию 107 и ко второму впускному отверстию 112. В частности, такой цилиндрический трубопровод 132 выполняют с такими размерами, чтобы он был трубопроводом настроенного типа. Следует отметить, что подобный сужающийся патрубок (здесь не показан) установлен также между трубопроводом 132 и выпускным отверстием теплообменника 131, размещенного ниже по потоку от того же трубопровода 132.
В соответствии с вариантом осуществления изобретения, представленным на фиг. 3а-3d, только второе впускное отверстие 112 снабжено функционально связанным обратным клапаном 140. В то же время в варианте осуществления изобретения, проиллюстрированном на фиг. 4а и 4b, как первое впускное отверстие 107, так и второе впускное отверстие 112 снабжены функционально связанным обратным клапаном с деформируемой плоской пружиной. Такой обратный клапан 140 на практике выполнен так, что он деформируется лишь после превышения определенного давления. Кроме того, такой обратный клапан 140 размещен в стенке 110а цилиндра 110 компрессора 101.
10
1
Функционирование поршневого компрессора, входящего в состав холодильного устройства 100, поясняется на фиг. 3а-3d. На практике на стадии всасывания компрессора, т.е., когда поршень 111 компрессора 101 скользит вниз от верхней мертвой точки S к нижней мертвой точке I, всасывающий клапан 101а компрессора открыт для пропуска хладагента с расходом 1-X1-X2, поступающего из основного контура М и находящегося в термодинамическом состоянии I (см. фиг. 3а). Затем поршень 111 открывает второе впускное отверстие 112, из которого поступает вторая часть Х2 расхода из дополнительной вспомогательной ветви 120 с экономайзером. Вследствие увеличения давления клапан 101а закрывается. Давление Р второй части Х2 расхода превышает давление Р в цилиндре 110, что приводит к росту давления внутри цилиндра 110 (термодинамическое состояние 11) . Конечно, во время этой стадии обратный клапан 140 остается открытым (см. фиг. 3b).
8
1
8
После этого поршень открывает первое впускное отверстие 107, что обеспечивает поступление первой части Х1 расхода из вспомогательной ветви 105 с экономайзером в цилиндр 110. Конечно, давление Р первой части Х1 расхода, поступающего из упомянутой первой ветви 105 с экономайзером больше, чем давление второй части Х2 расхода и давление Р всасывания, однако предпочтительно такое давление Р не превышает давление хладагента с расходом 1-X1-X2, поступающего в компрессор 101 и выходящего из основной ветви М, более чем на 4 бара. В любом случае, при смешивании происходит увеличение давления в компрессоре 101 (термодинамическое состояние 12), прежде чем последний начинает такт сжатия. Затем поршень 111 вновь поднимается вверх и сжимает рабочее тело в цилиндре 110, до достижения верхней мертвой точки S. Когда давление в цилиндре превышает давление конденсации, происходит открытие выпускного клапана 101b. Следует отметить, что во время подъема поршня 111 обратный клапан 140, установленный в части 110а цилиндра 110, остается закрытым в силу того, что давление в цилиндре превышает давление, с которым расход хладагента поступает из дополнительной вспомогательной ветви 120 с экономайзером.