компрессора второй ступени не будет равна работе детандера. Полу-
чив точку
3
, можно узнать давление в этой точке, а следовательно, и
давление в точке
2
, и работу компрессора первой ступени. Посколь-
ку привод компрессора второй ступени идет полностью от детандера,
то в расчете холодильного коэффициента будет учтена только работа
на сжатие в первой ступени. Давление хладагента при отводе тепло-
ты можно найти таким же способом, как и в одноступенчатом цикле.
В данном случае наблюдаем увеличение теоретического холодильного
коэффициента в 1,92 раза.
Для того чтобы оценить эффект при разных значениях темпера-
туры кипения, построим зависимость теоретического холодильного
коэффициента от температуры кипения (рис. 5).
Оптимальное значение давления
p
Т
при любой температуре кипе-
ния оставалось примерно равным 100 бар. Для того чтобы проверить
это, построим зависимости теоретического холодильного коэффици-
ента от давления хладагента при отводе теплоты при температуре ки-
пения
−
30
◦
С (рис. 6).
Таким образом, видно, что максимум теоретического холодильного
коэффициента достигается при давлении примерно 100 бар в обоих
случаях.
Применение двухступенчатого детандерного цикла на CO
2
при
сверхкритических условиях дает значительный рост теоретического
холодильного коэффициента. Причем при уменьшении температуры
увеличение
ε
Т
становится все более ощутимым. В случае кипения при
температуре
+1
◦
С отношение составляет 1,93, а при
−
30
◦
С оно равно
2,09. Также наблюдается снижение температуры после компрессора.
При температуре кипения
+2
◦
С у простого цикла после компрессора
температура газа составляет
+85
,
6
◦
С, а у двухступенчатого детандер-
ного после компрессора второй ступени она равна
+70
,
4
◦
С. Таким
образом, второй цикл может найти применение в промышленности,
Рис. 5. Сравнение теоретических
холодильных коэффициентов ци-
клов при разных температурах ки-
пения
Рис. 6. Зависимости теоретических
холодильных коэффициентов циклов
от давления хладагента при отводе
теплоты
140
1,2,3 5