W celu zapewnienia układowi chłodniczemu jego najwyższej sprawności, musimy znać docelową wartość efektywności energetycznej systemu. Tym docelowym i jak dotąd nieosiągalnym celem dla każdego konstruktora układów chłodniczych jest układ Carnota. Niniejszy tekst jest kontynuacją artykułu z numeru 9/2012 str. 72.

Bazując na analizie przeprowadzonej w poprzednim numerze postaram się krótko określić i sprecyzować potencjalne możliwości poprawy efektywności nowo projektowanego układu chłodniczego.

Sprężarka

Jak popatrzymy na rysunek 9. to zauważymy, że 40÷50% zużytej energii jest niezbędna do napędu sprężarki. Jeżeli chodzi o sprężarkę, to projektant układu chłodniczego ma niewiele do usprawnienia. W tym przypadku wszystko jest w rękach producenta sprężarek. Aby zapewnić sprężarce w projektowanym układzie chłodniczym jak najwyższą sprawność energetyczną, projektant powinien dążyć do:

jak najlepszego chłodzenia sprężarki (niska temperatura otoczenia, dobra wentylacja itp.) – czyli podwyższenie sprawności objętościowej sprężarki η_o,

jak największej gęstości par czynnika na wlocie do sprężarki –  zastosowanie wymiennika ciepła typu para/ciecz podwyższy sprawność sprężarki i całego układu (wpłynie to na dochłodzenie cieczy i przegrzanie par),jak najniższego stosunku ciśnienia skraplania do ciśnienia parowania – niski stosunek P_c/P_o obniży straty nieszczelności sprężarki, straty przestrzeni szkodliwej jak i starty silnika elektrycznego,

możliwie najwyższego ciśnienia parowania – zabieg ten obniża  ¡straty przestrzeni szkodliwej, nieszczelności sprężarki i straty silnika elektrycznego sprężarki,

możliwie najniższego ciśnienia skraplania – obniża straty przestrzeni szkodliwej, nieszczelności sprężarki jak i straty silnika elektrycznego,

jak najniższego przegrzania par wytłaczanych przez sprężarkę  ¡(bardzo mały „róg przegrzania”) – powoduje to obniżenie zużycia energii przez silnik elektryczny sprężarki, jednocześnie zmniejszając powierzchnię parownika,

sprężania, jak najbliższego sprężaniu izentropowemu – bazując  ¡na obecnie znanych czynnikach chłodniczych, jest to praktycznie niemożliwe. Jednakowoż, przy opracowaniu nowego czynnika chłodniczego o charakterystyce opisanej w części „Czynnik chłodniczy” nie jest to wykluczone.

Skraplacz i parownik

W przypadku wymienników ciepła, projektant instalacji chłodniczej ma dużo więcej do zaproponowania aniżeli w przypadku sprężarki. Oczywiście projektant musi dobrać wymiennik ciepła (skraplacz czy parownik), bazując na danych katalogowych producentów tych wymienników ciepła. Najważniejszym elementem wpływającym na poprawę efektywności wymiennika ciepła (zakładam, że projektant dobrał najefektywniejszy wymiennik ciepła), jest zapewnienie wymiennikowi ciepła jak najmniejszej różnicy temperatury pomiędzy otoczeniem wymiennika ciepła i skraplaną parą lub parującym czynnikiem i temperaturą przestrzeni chłodzonej. Starajmy się, aby nasze ΔT było jak najbliższe zeru (wzory 19 i 20), co również wynika z podstawowej zależności:

Q = k · F · ΔT (27)

Gdzie:

Q –wydajność wymiennika ciepła,

k – współczynnik wymiany ciepła,

F – powierzchnia wymiennika,

ΔT – różnica temperatury.

Aby zapewnić wymiennikowi ciepła wymagana wydajność cieplną przy znanym i stałym współczynniku k, to aby obniżyć ΔT mu-simy zwiększyć jego powierzchnię. W idealnym układzie, kiedy ΔT dąży do zera, to aby utrzymać tę samą wydajność wymiennika ciepła, jego powierzchnia musi dążyć do nieskończoności. Jest to przypadek nierealny. W warunkach rzeczywistych musimy przeanalizować, jak nisko możemy zejść z ΔT, aby wielkość wymiennika ciepła i jego koszty zawierały się w realnej granicy. Poza tym, zwiększając masowe natężenie przepływu powietrza przez wymiennik ciepła, podwyższamy jego współczynnik k, zwiększając jego wydajność. Ale i tutaj są granice. Zbyt duży wentylator (duże masowe natężenie przepływu powietrza) wpływa na wzrost zużycia energii przez układ chłodniczy (wzrasta praca włożona) jak i na jego głośność. Projektując skraplacz i parownik, pamiętajmy o przegrzaniu i dochłodzeniu czynnika chłodniczego, które to elementy mają znaczący wpływ na sprawność energetyczną układu chłodniczego.

Bardzo ważne jest właściwe zaprojektowanie przepływu czynnika chłodniczego i medium otaczającego. Preferowanym rozwiązaniem dla parowników i skraplaczy będzie nie wymiennik ciepła typu przeciwprądowego a wymiennik ciepła typu współprądowego (rys. 14.). Wynika to z faktu, że w parowniku i skraplaczu następuje spadek temperatury związany ze spadkiem ciśnienia, który to spadek ciśnienia wywołany jest tarciem wewnętrznym czynnika o ścianki wymiennika ciepła. Jednocześnie, na wlocie do wymiennika ciepła czynnik chłodniczy o najwyższej temperaturze spotyka się z powie-trzem o najwyższej temperaturze. Powoduje to, że nasz współprądowy wymiennik ciepła staje się wymiennikiem bardzo zbliżonym do wymiennika przeciwprądowego. Może to czasami budzić zastrzeżenia, ponieważ wymiennik ten nie daje wysokiego przegrzania par, gdyż czynnik opuszczający wymiennik ciepła nie odbiera ciepła od powietrza o najwyższej temperaturze. Ten typ wymiennika ciepła zapewnia najlepsze warunki wymiany ciepła (najwyższy współ-czynnik k), co jednocześnie wiąże się ze zwiększeniem sprawności projektowanego układu chłodniczego, zmniejszeniem wymiarów wymiennika ciepła i obniżeniem jego kosztów. Dobierając ten typ wymiennika ciepła, do obliczenia różnicy temperatury, najlepiej po-służyć się wzorem na logarytmiczną różnicę temperatury: ΔTln = (ΔTA – ΔTB)/ln(ΔTA/ΔTB), oznaczenia na rysunku 14.

Inną istotną rzeczą jest wiedza o współczynniku wymiany ciepła k. Współczynnik ten jest funkcją wielu parametrów i zawiera się z reguły w następującym zakresie:

• wymuszony przepływ powietrza – k = 15÷30 W/m²K,
• konwekcyjny przepływ powietrza – k = 5÷10 W/m²K,
• wymuszony przepływ cieczy – k = 170÷220 W/m²K,
• konwekcyjne chłodzenie cieczy – k = 90÷120 W/m²K.

W ostatnich kilku latach coraz popularniejsze stają się wymienniki ciepła typu mikro-kanałowego. Ten wymiennik ciepła charakteryzuje się:

• wysokim współczynnikiem wymiany ciepła (około 50% wyższym od obecnie najlepszych wymienników ciepła typu rurka żebrowana),
• niskim ciężarem – z reguły są to wymienniki całkowicie wykonane z aluminium. Wymienniki te wykonuje się również z miedzi. Są one jednak bardzo drogie i o dużym ciężarze,
• niskim spadkiem ciśnienia przepływu (około 20÷30% niższym od odpowiedniego wymiennika typu rurka żebrowana),
• niższym naładowaniem czynnikiem chłodniczym (około 30% niższe naładowanie w porównaniu z wymiennikiem rurka żebrowana),
• wyższą ceną (obecnie około 25÷30% wyższa od odpowiedniego wymiennika typu rurka żebrowana).

Wszystkie wyżej wymienione elementy dotyczące wymienników ciepła zapewnia nowo projektowanemu układowi wysoką sprawność energetyczną.

Nie omawiam tutaj wymienników ciepła chłodzonych wodą, gdyż koszt ich eksploatacji jest bardzo wysoki. Mają one jednak dużo zalet.

Czynnik chłodniczy (..)

Element rozprężny (..)

Rurka kapilarna (..)

Zawór rozprężny (…)

Rozprężarka (..)

Przewody łączące

Na koniec krótko chciałbym wspomnieć o przewodach łączących poszczególne elementy układu chłodniczego. Ich średnica może mieć znaczący wpływ na spadki ciśnienia ssania jak i tłoczenia. Podstawowym zadaniem przewodów chłodniczych jest zapewnie-nie przepływu czynnika chłodniczego pomiędzy poszczególnymi elementami układu chłodniczego a także zapewnienie:

• prawidłowego masowego natężenia przepływu, niezbędnego do utrzymania projektowanych wartości temperatury w urządzeniu,
• zapewnienie minimalnego spadku ciśnienia przy przepływie czynnika przez przewody chłodnicze,
• prawidłowej szybkości przepływu czynnika chłodniczego, zapewniającej powrót oleju do sprężarki.

Typowym warunkiem doboru średnicy przewodów przepływu czynnika chłodniczego jest nie przekroczenie spadku ciśnienia w przewodach, który odpowiada różnicy temperatury równej 1°C. Tak dobrany przewód zapewni minimalny spadek ciśnienia przy jednoczesnym niskim koszcie przewodów. Większość producentów przewodów chłodniczych podaje w swoich katalogach spadki ciśnienia w przewodach chłodniczych w funkcji czynnika chłodniczego.

LITERATURA
[1]    AHERN J. E.: The Exergy Method of Energy Systems Analysis. Wiley, New York 1980
[2]    BAEHR H. D.: Thermodynamick, Siebente Auflage, Springer Verlag, Berlin/Heidelberg 1989
[3]    BEJAN A.: Advanced Engineering Thermodynamics, John Wiley & Sons, New York 1988
[4]    BEJAN A.: Entropy Generation Through Heat and Fluid Flow, Wiley, New York 1982
[5]    BEJAN A.: Tsatsaronis M. M.: Thermal Design and Optimizationa, Wiley, New York 1996
[6]    GEORGESKU – ROEGEN N.: The Entropy Law and the Economic Process, Cambridge, MA: Harvard University Press 1971
[7]    Hütte – Des Ingenieurs Taschenbuch, Tail B., Verlag von Wilhelm Ernst & Sohn, 28. Auflage, Berlin 1960
[8]    LORENTZEN G.: Throttling, International Haemorrhage of the Refrigeration Process, Proc. 1988
[9]    MACZEK K., MIECZYŃSKI M.: Chlodnictwo, Skrypt, Politechnika Wrocławska, Wrocław 1981
[10]    PEREZ-SEGARRA C. D., RIGOLA M., OLIVA A.: Detailed thermodynamic characterization of hermetic reciprocating compressors, International Journal of Refrigeration 28, 2005
[11]    PLANK R.: Handbuch der Kältetechnik, Springer Verlag, Berlin 1954
[12]    REYNOLDS W., PERKINS H.: Engineering Thermodynamocs, McGraw Hill Book Co., London 1970
[13]    Threlkeld J. L.: Thermal Environmental Engineering, Second Edition, Printice-Hall Inc., Englewood, NJ 1970
[14]    SZARGUT J.: Internatiopnal progress in second law analysis. Energy, Vol. 5, 1980
[15]    WARCZAK W.: Sprężarki i agregaty ziębnicze, Wydawnictwa Naukowo Techniczne, Warszawa 1978.
[16]    WESOLOWSKI A.: Urządzenia chłodnicze i kriogeniczne oraz ich pomiary cieplne, Wydawnictwa Naukowo Techniczne, Warszawa 1980.
[17]    WOOD B. D.: Eplication of Thermodynamics, Second Edition, Waveland Press, Inc., Prospect Hights, IL 1991