ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩАЯ ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА

Полезная модель относится к холодильным установкам и может быть использована, в частности, при модернизации существующих и проектировании новых холодильных установок для снижения их удельного энергопотребления.
Одним из путей энергосбережения в холодильной технике является использование естественного холода наружного воздуха в зимний период времени. Это особенно актуально для северных районов, где по несколько месяцев температура окружающего воздуха не поднимается выше 20-24°С. Энергосберегающие холодильные установки, использующие холодный наружный воздух для дополнительного охлаждения, подробно описаны в технической литературе и патентах. Известна холодильная установка авторов Петрова Б.Е и др. по патенту №2047056 дата публикации 27.10.1995 г. Для снижения энергопотребления эта установка снабжена вертикальным трубопроводом, установленным снаружи здания на уровне выше испарителя. Этот трубопровод с помощью трехходового вентиля, запорной и регулирующей арматуры позволяет снизить стоимость производства холода за счет использования низкой температуры окружающего воздуха. В патенте №2154245 от 10.08.2000 г. авторов Гущин А.В. и др., описана энергосберегающая холодильная установка, которая, для снижения энергопотребления при ее работе, снабжена трубопроводами-перемычками с установленными на них запорными органами, дополнительными электродвигателями с клиноременными передачами, системами энергопитания и запорными вентилями. В этой установке, благодаря объединению магистральных всасывающих и нагнетательных трубопроводов различных систем охлаждения перемычками с запорными органами, а также применению компрессоров с автоматически регулируемой производительностью и их приводов от электродвигателей, изменяющих потребляемую мощность в зависимости от нагрузки на валу, использованию автоматической системы управления работой холодильной установки интенсифицируется процесс охлаждения и значительно сокращаются затраты электроэнергии. Недостатком указанных выше аналогов является сложность их практической реализации, а также не использование такого мощного фактора, как повышение термодинамической эффективности самого холодильного цикла.
Известна холодильная установка с использованием холодного наружного воздуха для районов Крайнего Севера по российскому патенту 2285391 МКИ F25D 3/00, патентообладатель ГНУ ЯНИИСХ, авторы Абрамов А.Ф. и др., дата публикации 20.10.2006. Бюл. 29. Данная холодильная установка представляет собой бак для приготовления ледяной воды, охлаждаемый наружным воздухом по воздуховодам, установленным внутри бака. Принудительную циркуляцию холодного воздуха по воздуховодам осуществляют вентиляторы. Использование данной схемы обеспечивает уменьшение расхода электроэнергии холодильной установки в процессе приготовления ледяной воды и невысокая эффективность теплообмена между холодным воздухом и водой, поскольку коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке канала, согласно теории теплообмена, существенно меньше коэффициента теплоотдачи от стенки к воде. Недостатком данной установки является невозможность получать ледяную воду в теплый период времени. Этот недостаток устранен в российском патенте 2484396 «Льдоаккумулятор для производства ледяной воды», МКИ F25D 31/00 (2006.01) патентообладателей и авторов Велюханова В.И. и др. В этом патенте охлаждение воды до температуры близкой к 0°С осуществляется в теплое время года традиционной холодильной машиной, а в холодное время охлаждение воды осуществляется за счет использования холодного воздуха. Недостатком данного холодильного устройства является наличие двух охлаждающих контуров - контура холодильной машины и контура охлаждения наружным воздухом, причем при работе контура охлаждения наружным воздухом работают вентиляторы сухого охладителя воды, что ведет к дополнительным затратам электроэнергии. Наиболее близким к заявляемой полезной модели является холодильная установка, предложенная в патенте РФ 2121636, МКИ F25D 16/00, F25D 01/00 под названием «Система охлаждения воздуха», патентообладатель Телефонактиеболагет (SE), дата публикации 10.11.98 г, выбранная авторами за прототип.
В этом патенте предложена система охлаждения воздуха внутри помещения, включающая два параллельных гидравлических контура охлаждения, имеющих общие двухполостные теплообменники (комбинированные воздухоохладитель-испаритель и охладитель-конденсатор), но разные побудители расхода. В гидравлическом контуре охлаждения, связывающем наружный комбинированный охладитель-конденсатор, установленный снаружи здания, с комбинированным воздухоохладителем-испарителем, установленным внутри охлаждаемого помещения, циркуляция однофазного хладосителя обеспечивается жидкостным насосом. В холодильном двухфазном контуре, связывающим эти два комбинированных теплообменника между собой, циркуляция двухфазного хладагента обеспечивается холодильным компрессором. При этом в холодный период времени температура внутри охлаждаемого помещения поддерживается работой гидравлического контура с жидкостным насосом, который перекачивает охлажденный в наружном охладителе-конденсаторе однофазный хладоноситель в охладитель-испаритель, который, в свою очередь, охлаждает воздух в помещении. При этом холодильный компрессор двухфазного контура выключен. В теплый период времени включается холодильный компрессор и холодильная установка работает в обычном режиме, при этом насос гидравлического контура охлаждения выключен. Несмотря на оригинальность и востребованность данного технического решения, оно не лишено недостатков. Основным недостатком данной системы является наличие двух независимых охлаждающих контуров с разными хладоносителями, работающих на двухполостные комбинированные теплообменники. Эффективность таких теплообменников всегда хуже теплообменников, работающих на какой-либо одной среде. Это объясняется тем, что оптимальные параметры теплообмена для теплообменника с однофазной средой и теплообменника с двухфазной средой всегда разные - оптимальные шаг ребра, геометрия расположения трубок, скорость обдува трубок и ребер. А это, в свою очередь, ведет к повышенным энергозатратам при эксплуатации холодильной установки.
Важнейшей характеристикой холодильной установки является холодильный коэффициент ε, определяемый как отношение количества вырабатываемого холода (кВт) к количеству потребляемой энергии (кВт). В холодильных парокомпрессионных установках эта величина может составлять в зависимости от температуры кипения хладагента и схемы установки может составлять ε=0,8 для температур кипения -40÷-50°С, ε=1,3÷1,6 для температур кипения -20÷-25°С и ε=3÷3,5 (для температур кипения -5÷+5°С). Последнее означает, что при этих температурах кипения и традиционной схеме холодильной установки для выработки 1 кВт холода потребуется около 0,3 кВт электроэнергии.
Учитывая, что холодопроизводительность холодильных установок крупных супермаркетов типа АШАН приближается к 1÷2 МВт, то при среднем холодильном коэффициенте ε=2,5 затраты электроэнергии составят 400÷800 кВт.
Задачей, решаемой с использованием предлагаемой модели, является повышение холодильного коэффициента холодильной установки.
Техническая сущность полезной модели заключается в том, что в известной полезной модели, включающей двухфазный контур охлаждения с компрессором и системой его управления, расширительным вентилем и однофазный контур охлаждения с жидкостный насосом и системой его управления, имеющие общие охладитель-испаритель и охладитель-конденсатор, введены признаки полезной модели, отличительные от признаков прототипа. Главный отличительный признак - оба контура охлаждения объединены в один замкнутый контур с двухфазным хладагентом, тогда как у прототипа два независимых гидравлических контура - один с однофазным хладоносителем, другой - с двухфазным хладагентом. Второй отличительный признак - компрессор снабжен частотным приводом с управляющим датчиком на входе в компрессор. Третий отличительный признак - параллельно компрессору установлен нормально закрытый шаровой вентиль с электроприводом, при этом указанный электропривод связан с системой управления компрессором. Четвертый отличительный признак - жидкостный насос установлен между выходом конденсатора и входом в терморегулирующий вентиль и снабжен частотным приводом с управляющим датчиком давления на выходе из насоса. Пятый отличительный признак - между входом и выходом жидкостного насоса установлен обратный клапан, при этом вход обратного клапана соединен с входом жидкостного насоса. Шестой отличительный признак - давление Рн на выходе жидкостного насоса выбирается из соотношения
Р конд.>Рн>Р min.pв,
где:
Р конд. - рабочее давление конденсации холодильной установки в летний период,
P min.pв - минимальное рабочее давление на входе в расширительный вентиль, а массовый расход жидкостного насоса определяется формулой
o
G=Q/r,
где
o
Q - расчетная нагрузка холодильной установки, кВт,
r - теплота конденсации хладагента холодильной установки, кДж/кг.
Действительно исполнение энергосберегающей холодильной установки с общим контуром, компрессорами и жидкостным насосом с частотными приводами с датчиками давления, позволяет перекачивать насосу хладагент гарантированно в жидкой фазе, поскольку в конденсаторе осуществляется конденсация газообразного хладагента при любых температурах наружного воздуха. Частотный привод с датчиком давления, установленным на выходе из жидкостного насоса, позволяет точно поддерживать оптимальный перепад давления) перед расширительным вентилем независимо от давления конденсации хладагента. В холодильной теории и практике, чем ниже давление конденсации хладагента в конденсаторе, тем выше термодинамическая эффективность холодильного цикла, тем выше значение холодильного коэффициента. Но есть существенный фактор, не позволяющий снижать давление конденсации до минимальных значений, чтобы получить максимальную энергетическую эффективность холодильной установки. Этим фактором является необходимость поддержания оптимального рабочего давления на входе в расширительный вентиль, являющимся рабочей характеристикой каждого типа такого вентиля, зависящей от требуемой температуры в испарителе и от типа используемого хладагента. Например, согласно каталогу для расширительных вентилей фирмы SPORLAN (США) на R507A изменение холодопроизводительности в зависимости от рабочего давления на входе в расширительный вентиль при температурах в испарителе -20÷30°С будет следующим: если принять холодопроизводительность расширительного вентиля при перепаде давления 10 бар на вентиле за единицу, то при повышении перепада давления до 16 бар холодопроизводительность увеличится в 1,26 раза. Если рабочее давление упадет до 2 бар, то холодопроизводительность уменьшится на 55%. С давлением конденсации все как раз наоборот - чем оно ниже, тем выше холодопроизводительность компрессора, тем меньше требуется затрат электроэнергии на поддержание заданного температурного режима в охлаждаемой объеме камеры, тем выше значение холодильного коэффициента ε. Однако в результате большого повышения производительности компрессора и снижения производительности расширительного вентиля холодильная установка при температурах конденсации ниже +30°С разбалансируется и становится неработоспособной. Поэтому при низких давлениях конденсации в зимнее время жидкостный насос с помощью частотного привода с датчиком давления, установленным на выходе из насоса и настроенным на поддержание оптимального рабочего давления перед расширительным вентилем, позволяет обеспечить потребную холодопроизводительность установки с минимальными затратами электроэнергии. При этом частотный привод компрессора с датчиком давления на входе в компрессор позволяет экономить электроэнергию в переходное время года (весна-осень) - вместо периодических включений компрессора с высокими значениями пусковых токов реализуется их плавное включение и работой компрессора при меньших числах оборотов.
Необходимость введения нормально закрытого шарового вентиля с электроприводом, установленного параллельно компрессору, обусловлена работой холодильной установки в двух режимах: при работе компрессора вентиль закрыт, хладагент поступает в компрессор, создающий необходимое рабочее давление, а при включении жидкостного насоса и отключении компрессора нормально закрытый шаровой вентиль открывается и хладагент течет, минуя компрессор в конденсатор, обеспечивая работу холодильной машины с насосной схемой. Обратный клапан, установленный параллельно жидкостному насосу, при работе с компрессором обеспечивает циркуляцию хладагента мимо жидкостного насоса, а при работе установки с жидкостным насосом предотвращает рециркуляцию хладагента между входом и выходом насоса, что также повышает энергетическую эффективность холодильной установки. Электрическая связь частотных приводов компрессора и насоса, а также электропривода нормально закрытого шарового вентиля с системой управления холодильной установки необходимы для обеспечения логики взаимодействия всех приводов при эксплуатации холодильной установки при различных нагрузках на установку. Соотношения для выбора рабочего давления на выходе из насоса и массового расхода хладагента необходимы для обеспечения нормальной работоспособности холодильной установки при работе с жидкостным насосом.
Конкретную реализацию предложенной полезной модели можно показать на примере работы энергосберегающей холодильной установки, схематично изображенной на чертеже, где цифрами обозначено:
1 - компрессор с частотным приводом и датчиком давления
2 - испаритель
3 - конденсатор
4 - жидкостный насос с частотным приводом и датчиком давления
5 - обратный клапан
6 - расширительный вентиль
7 - охлаждаемый объем камеры
8 - система управления холодильной установки
9 - нормально закрытый шаровой вентиль с электроприводом
Компрессор 1 с частотным приводом и датчиком давления гидравлически связан с выходом испарителя 2 и входом в конденсатор 3. На выходе из конденсатора 3 установлен жидкостный насос 4 с частотным приводом и датчиком давления. Между входом и выходом жидкостного насоса 4 подключен обратный клапан 5. Выход жидкостного насоса 4 гидравлически соединен через расширительный вентиль 6 с входом испарителя 2, установленного в охлаждаемом объеме камеры 7. Система управления холодильной установки 8 электрически связана с частотными приводами и датчиками давления компрессора 1 и жидкостного насоса 4, а также с нормально закрытым шаровым вентилем 9 с электроприводом. Нормально закрытый шаровой вентиль 9 гидравлически соединен с входом и выходом компрессора 1.
Работает холодильная установка следующим образом.
В летний период холодильная установка работает по традиционному холодильному циклу Карно. Компрессор 1 сжимает пары хладагента, например R 507A, выходящие из испарителя 2. Сжатые пары под давлением 15-20 бар поступают в конденсатор 3, где проходя по внутренним теплообменным трубкам, конденсируются и превращаются на выходе из конденсатора 3 в однофазную жидкость, находящуюся под указанным выше давлением конденсации. В летний период жидкостный насос 4 находится в выключенном состоянии и поток жидкого хладагента через обратный клапан 5 поступает на вход расширительного вентиля 6. В расширительном вентиле 6 жидкий хладагент дросселируется до давления в испарителе 2, при этом температура хладагента падает до требуемой температуры кипения в испарителе и парожидкостная смесь с этой температурой поступает в испаритель 2, где жидкая составляющая парожидкостной смеси испаряется, за счет подвода тепла к испарителю 2 в охлаждаемом объеме камеры 7. И процесс повторяется.
В холодный период времени, когда температура окружающего воздуха становится на 15÷20°С ниже температуры в охлаждаемом объеме 7, для поддержания заданной температуры в охлаждаемом объеме 7 используют холод наружного воздуха. Для этого при выключенном компрессоре 1 система управления холодильной установки 8 с помощью электропривода открывает нормально закрытый шаровой вентиль 9. При этом включается в работу жидкостный насос 4 с частотным приводом, управляемым датчиком давления, который давлением на выходе закрывает обратный клапан 5. При этом в зависимости от нагрузки на испаритель 2, жидкостный насос 4 с помощью частотного привода, создает необходимое рабочее давление жидкого хладагента на входе в расширительный вентиль 6. В нем происходит дросселирование жидкого хладагента, аналогично тому, как было описано выше в холодильной установке с работающим компрессором 1. Отличие только в том, что пары испарившегося хладагента не отсасываются компрессором, а под давлением, соответствующем температуре кипения конкретного хладагента, поступают через открытый шаровой вентиль 9 на вход конденсатора 3.
кам.
окр.
конд.
кип.
лет.ком.
комп.
сут.комп.
окр.
конд.
окр.
конд.
конд.
комп.
комп.
конд.
о
комп
лет
сут.ком.
Показать выигрыш в энергопотреблении предложенной полезной модели можно на конкретных расчетных данных. Предположим, требуется обеспечить хранение продукции в холодильной камере с расчетной нагрузкой на холодильную установку Qо=34 кВт при температуре в камере t=-18°С. При работе холодильной установки в летний период при температуре окружающего воздуха t=30°С температура конденсации хладагента будет составлять t=45°С, а давление конденсации будет 20 бар. Оптимальный температурный перепад на конденсаторе ΔТ=15 К (при этом перепаде в каталогах всех фирм указывается производительность конденсатора). Температура кипения хладагента в испарителе должна быть t=-25°C (температурный перепад ΔТ=7 К является оптимальным для испарителей, установленных в большинстве холодильных камер. При этих условиях в каталогах фирм производителей испарителей указывается их холодопроизводительность. Под эти условия выбираем для холодильной установки поршневой компрессор типа 6 F-40 фирмы BITZER (Германия) холодопроизводительностью Q=34,4 кВт и энергопотреблением Р=26 кВт. При этом холодильный коэффициент составит ε=1,3. Поскольку компрессор выбран без запаса холодопроизводительность, то суточное энергопотребление компрессора составит Р=26 кВт × 24 ч=624 кВт ч. В переходное время года (весна-осень) при температуре окружающей среды t=+5°С температура конденсации будет составлять t=t+ΔТ=5°С+15=20°С. При этом давление конденсации составит р=10 бар. Холодопроизводительность компрессора 6 F-40 при этой температуре конденсации по каталогу составит Q=59,7 кВт, при этом энергопотребление будет Р=21,7 кВт. Холодильный коэффициент составит ε=2,7. Холодопроизводительность при температуре конденсации t=20°С будет существенно выше требуемой холодопроизводительности (34 кВт), поэтому компрессор, чтобы обеспечить требуемый температурный режим в камере, должен работать периодически, при этом суммарное время работы по отношению к расчетной нагрузке составит τ=Q/Q=34,0/59,7=0,33 τ. При этом из-за снижения давления на 10 бар производительность расширительного вентиля снизится более чем на 50%, а производительность компрессора увеличится на 30%. В результате неспособности расширительного вентиля обеспечить необходимую для компрессора производительность, холодильная система без регулирования производительности компрессора становится неработоспособной. Однако применение частотного привода позволяет обеспечить плавное снижение производительности компрессора и таким образом сбалансировать холодильную установку за счет снижения числа оборотов двигателя компрессора. А при снижении числа оборотов будет снижаться его энергопотребление и исключаются пусковые токи. Тогда суточное энергопотребление в этот период года составит Р=21,7 кВт × 24 ч × 0,33=300 кВт ч. Таким образом, разница в суточном энергопотреблении между осенне-весенним и летним периодом работы при выключенном насосе составит ΔQ=624-300=324 кВт ч. Но дальнейшее снижение давления конденсации невозможно без использования насоса вследствие требования к минимальному рабочему давлению на входе в расширительный вентиль, ниже которого производительность расширительного вентиля будет недостаточной и холодильная установка не будет работать.
окр.
конд.
окр
конд
зим.
o
зим.комп.
лет
o/r
Поэтому в холодное время при температуре окружающей среды ниже +5° предлагаемая холодильная установка работает с компрессором и насосом. Так при температуре окружающей среды t=-25°С температура конденсации составит t=t+ΔТ=-25°С+15 К=-10°С. При такой температуре давление конденсации для хладагента R 507A составит 3,5 бар. Холодопроизводительность компрессора при такой температуре конденсации составит 86,2 кВт, а энергопотребление компрессора 12, 5 кВт при этом суммарное время работы по отношению к летнему режиму эксплуатации составит τ=Q/Q=34,4/86,3=0,39 τ. Тогда суточное энергопотребление компрессора составит 12,5 кВт × 24 ч × 0,39=118 кВт ч. Поскольку давление конденсации ниже минимального рабочего давления расширительного вентиля, то частотный привод жидкостного насоса, например, GP 42 фирмы WITT, по сигналу от датчика давления, установленного на выходе жидкостного насоса перед расширительным вентилем плавно включает насос в работу, создавая перед расширительным вентилем заданное рабочее давление 10 бар. При этом энергопотребление насоса по каталогу составит 1,5 кВт при расходе жидкого хладагента 1350 кг/ч выбирается из расчета требуемой холодопроизводительности установки по формуле G=Q. Тогда суммарное суточное энергопотребление жидкостного насоса составит 1,5 кВт × 24=36 кВт ч. При этом частотный привод жидкостного насоса по сигналу управляющего датчика давления плавно включает насос в работу, что исключает пусковые токи. Суточное энергопотребление составит 118 кВт ч + 36 кВт ч=154 кВт ч.
окр.
Таким образом применение жидкостного насоса позволяет сократить суточное энергопотребление холодильной установки при t=-25°С (300 кВт ч/154 кВт ч) почти в 2 раза.
При температуре окружающего воздуха ниже температуры в охлаждаемом объеме на 15÷20°С установка работает только на жидкостном насосе и экономия энергопотребления может доходить до 10 раз. Этот режим работы особенно актуален для холодильных камер с положительными (+1°С÷+12°С) температурами, предназначенных для хранения свежих овощей, цветов, вин и других скоропортящихся товаров.