Ocena efektywności energetycznej sprężarkowych układów chłodniczych dwustopniowych

Powodem wprowadzenia dwustopniowego sprężania czynnika w dużych niskotemperaturowych amoniakalnych urządzeniach chłodniczych była nader wysoka temperatura sprężania pary czynnika w układzie jednostopniowym.

Przykładowo – jeżeli temperatura parowania wynosi -40°C, a temperatura skraplania 35°C, wówczas końcowa temperatura sprężonej pary amoniaku w sprężarce jednostopniowej dochodzi do ponad 175°C. Temperatura taka – mimo chłodzenia cylindrów wodą – przegrzewa sprężarkę oraz zawarty w niej olej, który traci swe własności smarne i uniemożliwia bezpieczną pracę sprężarki. W celu wyeliminowania powyższych zagrożeń, już w latach trzydziestych minionego wieku wprowadzono układy sprężania dwustopniowego przez współpracujące ze sobą dwie sprężarki jednostopniowe, dzielące obieg jednostopniowy na dwa współzależne obiegi sprzęgnięte ze sobą poprzez chłodnicę międzystopniową (lub równoważny węzeł międzystopniowy), obniżającą temperaturę pary przegrzanej z pierwszego stopnia sprężania. Dawniej na pierwszym i drugim stopniu sprężania stosowano wyłącznie sprężarki tłokowe o różnej wydajności objętościowej. W miarę dalszego rozwoju, na pierwszym stopniu zaczęto stosować łopatkową sprężarkę rotacyjną odznaczającą się niskim stosunkiem sprężania oraz dużą wydajnością objętościową. Zanim zaczęto stosować sprężarki śrubowe w układach dwustopniowych, projektanci urządzeń chłodniczych rozporządzali niewielkimi możliwościami opracowywania racjonalniejszych rozwiązań układów dwustopniowych. Układy ze sprężarkami tłokowymi na obu stopniach oraz ze sprężarką rotacyjną na niskim stopniu i tłokową na wysokim stopniu, nie stwarzają większych możliwości racjonalnego rozwiązywania węzła międzystopniowego, stanowiącego centralny problem każdego układu dwustopniowego, bowiem sprężarki te mają swoje liczne ograniczenia pod względem sprężu, wzniosu temperaturowego, wydajności oraz ciśnień roboczych (ciśnienia parowania, skraplania oraz ciśnienia międzystopniowego). Dotychczas stosowana technika rozwiązywania układów dwustopniowych daje dobre wyniki tylko wówczas, gdy wszystkie wyżej wymienione ciśnienia utrzymywane są na stałym poziomie roboczym. Sprężarki śrubowe z wtryskiem oleju są wolne od takich ograniczeń. Dlatego też sprężarki te umożliwiają wielowariantowe zracjonalizowane rozwiązywanie węzła międzystopniowego. Rozwiązania takie prowadzą do ulepszonej efektywności ruchowej i niższych kosztów eksploatacyjnych. Projekty urządzeń wykonywane obecnie decydują na wiele lat o kosztach pobieranej energii elektrycznej, która z roku na rok drożeje na całym świecie. Dlatego też współczesne rozwiązania wymagają wprowadzenia istotnych usprawnień. Celem tego artykułu jest przedstawienie najnowszych rozwiązań węzłów międzystopniowych w układach dwustopniowych ze sprężarkami śrubowymi na obu stopniach, zapewniającymi wysoką sprawność termodynamiczną i niskie koszty eksploatacyjne. Rozwiązania omawianych tutaj układów odnoszą się jednolicie do następujących warunków pracy:

•  Q – moc chłodnicza [Qo = 387 kW],
•  to – temperatura parowania [to = -40°C],
•  tm – temperatura międzystopniowa [t = -12°C],
•  tk – temperatura skraplania [tk = 35°C].

1. UKŁAD DWUSTOPNIOWY Z ŁOPATKOWĄ SPRĘŻARKĄ ROTACYJNĄ NA PIERWSZYM STOPNIU I SPRĘŻARKĄ TŁOKOWĄ NA DRUGIM STOPNIU SPRĘŻANIA ORAZ Z CHŁODNICĄ MIĘDZYSTOPNIOWĄ

Układ taki, pracujący w stałych warunkach roboczych sprecyzowanych we wstępie, przedstawiono na rys. 1A. W układzie tym sprężarka rotacyjna A zasysa parę z parownika G o wydajności chłodnicy Qo = 387 kW przy temperaturze parowania to = -40°C, spręża ją do ciśnienia międzystopniowego odpowiadającego temperaturze tm = -12°C i wytłacza do chłodnicy międzystopniowej D, będącej jednocześnie dochładzaczem cieczy zasilającej parownik. W chłodnicy tej ciepło przegrzania pary sprężonej w pierwszym stopniu odbierane jest w styku z rozprężoną i schłodzoną cieczą czynnika. Poziom i ciśnienie cieczy w chłodnicy międzystopniowej D regulowane są pływakowym zaworem rozprężnym E rozprężającym ciecz dopływającą ze skraplacza C. Z chłodnicy międzystopniowej sprężarka 2-stopnia B zasysa parę powstającą wskutek parowania cieczy schładzającej przegrzaną parę, parę schłodzoną oraz parę powstającą przy rozprężaniu cieczy (w zaworze R) o temperaturze tm = -12°C.

Sprężarka 2-stopniowa spręża tę parę do ciśnienia skraplania pk=12,76 bar (amoniaku) przy temperaturze tk = 35°C. Wykres ciśnienie-entalpia podany na rysunku 1B obrazuje parametry robocze tego układu. Cechą szczególną tego obiegu jest temperatura międzystopniowa tm i odpowiadające jej ciśnienie nasycenia pm. Parametry te otrzymuje się przez rozprężanie cieczy ze skraplacza o temperaturze tk i ciśnieniu pk. Do rozprężonej i jednocześnie schłodzonej cieczy w chłodnicy międzystopniowej wtłaczana jest para przegrzana ze sprężarki 1-stopnia. Para ta schładzając się, lokalnie podgrzewa ciecz i powoduje jej częściowe odparowanie przy temperaturze tm = -12°C. Ciecz ta spływa przez zawór rozprężny F do parownika G. Dla układu o mocy chłodniczej Qo = 387 kW, wydajność objętościowa sprężarki 1-stopnia powinna wynosić W1= 1708 m3/h, a jej moc napędowa N1 = 81 kW – niezbędna do sprężania pary zasysanej z parownika o temperaturze to = -40°C. Schładzanie w chłodnicy międzystopniowej pary sprężonej w sprężarce 1-stopnia do ciśnienia pm ma na celu zapobieżenie przed nadmiernie wysoką temperaturą końcową sprężania w sprężarce 2-stopnia i przegrzewania się przez to samej sprężarki oraz oleju smarnego. Para zasysana przez sprężarkę 2-stopnia ma temperaturę nasycenia tm = -12°C, przez co jej objętość właściwa jest niższa i wymaga sprężarki o odpowiednio zmniejszonej wydajności objętościowej i mocy napędowej – mimo, że dodatkowo odparowuje nieco cieczy schładzającej parę przegrzaną. Pierwszy stopień sprężania wraz z chłodnicą międzystopniową staje się w ten sposób niejako parownikiem dla drugiego stopnia sprężania, którego obciążenie zwiększa się o obciążenie parownika 1-stopnia. W ten sposób tworzy się obciążenie cieplne skraplacza, które jest sumą obciążenia obu stopni. Zestawienie wielkości charakterystycznych takiego obiegu zawiera załączona tablica 1 (p. kolumna 1A).

2. UKŁAD DWUSTOPNIOWY ZE SPRĘŻARKAMI OERUBOWYMI NA OBU STOPNIACH SPRĘŻANIA BEZ CHŁODNICY MIĘDZYSTOPNIOWEJ

Układ taki obrazuje rys. 2A. Jest on pozbawiony chłodnicy międzystopniowej, a przez to możliwości schładzania pary przegrzanej w pierwszym stopniu sprężania. Obie sprężarki śrubowe schładzane i smarowane są olejem smarnym chłodzonym wraz z mechanizmami sprężarek rozprężonym w zaworach C ciekłym czynnikiem dopływającym ze skraplacza D. W układzie takim zbędna jest chłodnica międzystopniowa wraz z jej funkcją schładzania pary przegrzanej dopływającej ze sprężarki 1-stopnia. Upraszcza się przez to również układ rurowy. Ogólne zasady schładzania oleju smarnego sprężarek chłodniczych omówione są w literaturze [1,3]. Przebieg zachodzących zjawisk termodynamicznych w obiegu wg rys. 2A zobrazowany jest na wykresie p-h na rys. 2B. Brak chłodnicy międzystopniowej oraz doprowadzanie cieczy ze skraplacza przez zawory rozprężne C do obu sprężarek celem ich schłodzenia wraz z olejem smarnym, powoduje dodatkowy dopływ pary do sprężarek obu stopni nie pochodzącej z parownika i nie będącej skutkiem chłodzenia w parowniku. Efektem tego jest zwiększenie mocy napędowej obu sprężarek. W celu uzyskania mocy chłodniczej Qo = 387 kW przy to = -40°C, należy zwiększyć w tym układzie wydajność objętościową sprężarek o 370 m3/h, czyli o 21,7% - w porównaniu z układem z chłodnicą międzystopniową funkcjonującą przy temperaturze międzystopniowej tm = -12°C. Doprowadzany czynnik do sprężarek schładza je i obniża temperaturę przegrzania pary w obu stopniach. W tych warunkach wydajność objętościowa sprężarki 2-stopnia powinna być zwiększona i wynosić 832 m3/h. Zestawienie wielkości charakterystycznych takiego obiegu zawiera tablica 1 (kolumna 2A).

3. UKŁAD DWUSTOPNIOWY ZE SPRĘŻARKAMI OERUBOWYMI NA OBU STOPNIACH SPRĘŻANIA BEZ CHŁODNICY MIĘDZYSTOPNIOWEJ

Układ taki obrazuje rys. 3A. Jest on podobny do układu z rys. 2A. Jedyną istotną różnicę stanowi tutaj to, że obie sprężarki chłodzone są olejem schładzanym wodą ze skraplacza. W ten sposób część ciepła sprężania pary w sprężarce 1-stopnia odpływa do otoczenia (do wody), przez co para zasysana przez sprężarkę 2-stopnia jest odpowiednio chłodniejsza.

Analogicznie jak w przypadku omówionym poprzednio (p. rys.2A) nie ma tutaj chłodnicy międzystopniowej, ani też dochładzania cieczy. Zastosowano natomiast oddzielanie i chłodzenie oleju smarnego na obu stopniach w ochładzaczach wodnych C i D. Przemiany termodynamiczne w takim obiegu prezentuje wykres p-h na rys. 3B. Ciepło odbierane od sprężarek przez chłodzący olej smarny oznaczone jest na rys. 3B strzałkami z literą Q, zaś doprowadzana moc napędowa sprężarek literą N. Podobnie jak w poprzednio omówionym układzie, brak chłodnicy międzystopniowej zasilającej parownik – zmusza do zastosowania sprężarki 1-szego stopnia o zwiększonej wydajności objętościowej W1 = 2078 m3/h i mocy napędowej N1 = 101 kW. Ciepło odprowadzane tutaj przez olej smarny daje identyczny efekt, jak schładzanie pary w chłodnicy międzystopniowej. Odbywa się to bez zwiększania masy czynnika dopływającego do sprężarki 2-stopnia.

Ciepło odbierane przy chłodzeniu sprężarki 1-stopnia wynosi w niniejszym przypadku 30% mocy napędowej tej sprężarki, co stanowi istotne obciążenie dodatkowe dla sprężarki 2-stopnia. W przykładzie tym przyjęto, że para dostarczana do sprężarki 2-stopnia ma temperaturę 51,7°C. Wydajność objętościowa sprężarki 2-stopnia wynosi zatem W2 = 784 m3/h. Wielkości charakterystyczne zestawiono w tablicy 1 (kolumna 3A).

4. UKŁAD DWUSTOPNIOWY SPRĘŻAREK OERUBOWYCH SCHŁADZANYCH OLEJEM SMARNYM Z DOCHŁADZANIEM CIECZY W CHŁODNICY MIĘDZYSTOPNIOWEJ – BEZ SCHŁADZANIA PARY PRZEGRZANEJ

Taki układ dwustopniowy obrazuje rys. 4A. Ciecz doprowadzana w tym układzie do parownika G schładzana jest w chłodnicy międzystopniowej E do temperatury tm = -12°C, a wydzielająca się para przy rozprężaniu (w zaworze pływakowym F) cieczy ze skraplacza zasysana jest do sprężarki 2-stopnia B.

Para przegrzana ze sprężarki 1-stopnia nie jest tutaj kierowana do chłodnicy międzystopniowej celem jej schłodzenia, lecz bezpośrednio do przewodu ssawnego sprężarki 2-stopnia B schładzanej olejem smarnym cyrkulującym przez wodną chłodnicę oleju D. Wykres p-h na rys. 4B – w porównaniu np. z rys. 3 – duże zwiększenie entalpii parowania czynnika w parowniku. Odbywa się to dzięki schładzaniu olejem sprężarki 1-stopnia i znacznemu obniżeniu temperatury pary zasysanej do sprężarki 2-stopnia – wskutek zmieszania pary oddzielonej przy rozprężaniu czynnika w zaworze F i pary przegrzanej dostarczonej ze sprężarki 1-stopnia bezpośrednio do przewodu ssawnego sprężarki 2-stopnia B. Odprowadzanie pary powstającej przy rozprężaniu cieczy w zaworze F zwiększa entalpię parowania czynnika w parowniku i zmniejsza masowy i objętościowy obieg czynnika przy tej samej mocy chłodniczej Qo = 387 kW. Ciepło odprowadzane z ochładzacza oleju smarnego C sprężarki 1-stopnia wynosi 30% mocy napędowej tej sprężarki i stanowi ważny wskaźnik przy doborze wydajności objętościowej sprężarki 2-stopnia. Para powstająca przy rozprężaniu ciekłego czynnika w zaworze pływakowym F nieco zwiększa ilość pary przetłaczanej przez sprężarkę 2-stopnia. Należy jednak zauważyć, że gdyby para ta nie została odprowadzona bezpośrednio z chłodnicy międzystopniowej, wtedy musiałaby ona przepłynąć w formie mieszaniny dwufazowej przez parownik G, przez sprężarkę 1-stopnia A, aby dopłynąć do sprężarki 2-stopnia w stanie wysokiego przegrzania. Odsysanie tej pary w stanie nasycenia bezpośrednio z chłodnicy międzystopniowej stanowi dużą zaletę, ponieważ odciąża obie sprężarki. Para zasysana z chłodnicy międzystopniowej wchodzi w mieszaninę z parą przegrzaną ze sprężarki 1-stopnia i obniża jej temperaturę. Wielkości charakterystyczne tego układu zawiera tablica 1 (kolumna 4A).

5. UKŁAD DWUSTOPNIOWY SPRĘŻAREK OERUBOWYCH WYPOSAŻONY W CHŁODNICĘ M/STOPNIOWĄ SPEŁNIAJĄCĄ FUNKCJĘ ODDZIELACZA PARY I ROZPRĘŻANEJ CIECZY ORAZ OCHŁADZACZA PARY PRZEGRZANEJ

Układ ten zawiera wszystkie elementy wchodzące w skład układu wg. rys. 1A. Ideowy schemat jego rozwiązania zawiera rys. 5A. Obie sprężarki chłodzone są w tym układzie olejem smarnym schładzanym w ochładzaczach wodnych C i D. Para oddzielana w chłodnicy międzystopniowej E odsysana jest bezpośrednio przez sprężarkę 2-stopnia B, a para przegrzana ze sprężarki 1-stopnia wtłaczana jest do cieczy w chłodnicy międzystopniowej celem schłodzenia. Para zasysana z chłodnicy międzystopniowej do sprężarki 2-stopnia znajduje się w stanie nasycenia i jej objętość właściwa jest mała przy danym ciśnieniu nasycenia. Z uwagi na to, że para przegrzana ze sprężarki 1-stopnia wtłaczana jest do chłodnicy międzystopniowej, obie sprężarki muszą mieć niezależne od siebie układy smarowania, oddzielania i schładzania oleju smarnego. Wykres p-h na rys. 5B pokazuje wpływ zewnętrznego schładzania sprężarki 1-stopnia na obieg chłodniczy. Podobnie jak w przypadkach poprzednio omówionych, wydajność objętościowa sprężarki 1-stopnia uzależniona jest tutaj od mocy chłodniczej parownika (Qo = 387 kW). Natężenie objętościowe przepływu czynnika na wlocie do sprężarki 1-stopnia W1 = 1708 m3/h równe jest wydajności objętościowej tej sprężarki, a moc napędowa N1 = 84 kW. Moc taka jest niezbędna do przetłoczenia zassanej masy czynnika do sprężarki 2-stopnia o wydajności objętościowej W2 = 676 m3/h i mocy napędowej N2 = 134 kW. Jak widać, moc napędowa sprężarki 1-stopnia w tym układzie jest nieco większa od mocy napędowej sprężarki rotacyjnej pracującej w tych samych warunkach (p. rys. 1A). Jednakże sprężarka śrubowa na 1-stopniu stwarza możliwość przekazania części energii odebranej z układu przez schładzany i schładzający olej smarny, ochładzania sprężonej pary przegrzanej w sprężarce 1-stopnia oraz zmniejszenia obciążenia sprężarki 2-stopnia. Zgodnie z rys. 5A i B chłodzący olej smarny schładzany jest w wodnych ochładzaczach oleju C i D. Obciążenie sprężarki 2-stopnia spada wtedy o 6%. Wpływ takiego schładzania na podstawowe parametry układu pokazuje tablica 1 (kolumna 5A).


ZAKOŃCZENIE I WNIOSKI

Tablica 1 stanowi zbiorcze zestawienie podstawowych parametrów techniczno-ruchowych czterech układów dwustopniowych ze sprężarkami śrubowymi i jednego układu z rotacyjną sprężarką 1-stop ia i tłokową sprężarką 2-stopnia. Należy zauważyć, że układy ze sprężarkami śrubowymi chłodzonymi olejem smarnym, wyposażone w chłodnicę międzystopniową z rozprężaniem cieczy i schładzaniem pary przegrzanej (p. kol. 5A w tablicy) odznaczają się najniższymi kosztami techniczno-ruchowymi. Kolejną korzystną pozycję zajmuje układ z rys. 1A (p. kol. 1A w tablicy 1). Jest rzeczą godną uwagi, że układy wg rys. 1A i 5A różnią się zaledwie o 2,4% pod względem kosztów zużywanej energii napędowej. Układ z rys. 1A jest nieco prostszy w budowie, montażu i eksploatacji, co zbliża go kosztowo do układu z rys. 5A. Po wspomnianych układach wg rys. 1A i 5A pozostałe trzy układy pod względem efektywności klasyfikuje się w kolejności kolumn w tablicy 1: 4A, 3A i 2A. Układ najlepszy (kolumna 5A) jest o około 26% bardziej efektywny od najgorszego układu wg rys. 2A.

Celem niniejszego studium nie była ocena efektywności wszystkich możliwych rozwiązań sprężarkowych układów chłodniczych dwustopniowych, a ogranicza się ono jedynie do oceny pięciu rozwiązań najczęściej obecnie stosowanych, bowiem dotychczas oceny takiej nie było. Analiza ta pozwala na racjonalne projektowanie omówionych układów w dostosowaniu do istniejących warunków techniczno-eksploatacyjnych zakładów. Wyniki powyższe wskazują także na możliwości zracjonalizowanej modernizacji istniejących układów 2-stopniowych zaprojektowanych i wykonanych w czasach, gdy koszt energii elektrycznej nie był kwestią pierwszoplanową. Obok sprężarek śrubowych istnieje duża szansa stosowania w układach 2-stopniowych również sprężarek spiralnych – rozwijanych obecnie w kierunku dużych wydajności, tak jak sprężarki śrubowe – w kierunku małych wydajności. Rozszerza to szansę ich powszechnego stosowania w miejsce sprężarek tłokowych we wszystkich dziedzinach chłodnictwa i klimatyzacji. Ogólne zalety sprężarek śrubowych i spiralnych w porównaniu z tłokowymi, zestawiono w tablicy 2.

Autor: Aleksander Paliwoda

Źródło: TCHIK