1.5. Теоретические процессы работы поршневых компрессоров.

Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения пара, и в значительной степени определяют технико–экономические показатели холодильных машин.

Поршневые компрессоры по принципу действия относятся к компрессорам объемного типа. Рабочие органы машин этого класса засасывают определенный объем рабочего тела, сжимают его благодаря уменьшению замкнутого объема и затем перемещают в камеру нагнетания.

Холодильный компрессор – компрессор, входящий в состав холодильной парокомпрессионной машины; служит для отсасывания паров хладагента из испарителя и нагнетания их в конденсатор.

Одна из важнейших характеристик холодильного компрессора – обеспечиваемая им холодопроизводительность холодильной установки, которая при заданном хладагенте и температурном режиме работы холодильной машины пропорциональна объёмной (массовой) производительности компрессора.

В зависимости от применяемых хладагентов, требуемой объёмной производительности и др. специфических условий в холодильной технике используются различные типы компрессоров: поршневые, ротационные, винтовые, центробежные. По принципу действия холодильные компрессор аналогичны компрессорам для сжатия воздуха и газов. Однако они имеют и ряд особенностей, связанных с условиями работы холодильной машины, термодинамическими и физико-химическими свойствами паров применяемых хладагентов. Для холодильного компрессора характерна, например, работа с различными значениями перегрева пара.

К холодильному компрессору предъявляются такие требования, как

• допустимость одноступенчатого сжатия при значительно больших отношениях давлений нагнетания и всасывания, чем у воздушных компрессоров (до 10 – 12, а у некоторых компрессоров специальных конструкций до 25 – 30);

• возможность регулирования объёмной производительности;

• снижение неуравновешенных усилий, габаритов, массы, малошумность (особенно для Х. к., применяемых в бытовой технике и системах кондиционирования воздуха).

В поршневых компрессорах это привело к созданию многоцилиндровых конструкций в едином герметическом корпусе (блок-картере), находящемся под давлением паров хладагента. Блок-картерные компрессоры хорошо уравновешены и могут работать с высокой частотой вращения (25 – 50 с ^–1).

В случаях применения хладагентов, инертных по отношению к обмоткам электродвигателя, последний встраивают непосредственно в корпус компрессора.

В зависимости от степени герметизации такие компрессоры подразделяются на

• бессальниковые (т. н. полугерметичные) с корпусом, имеющим разъёмы для доступа к клапанам и механизму движения;

• герметичные – с неразъёмным (заваренным) кожухом.

Бессальниковые компрессоры (поршневые, винтовые, центробежные) выполняют в широком диапазоне производительности с мощностями приводящих электродвигателей до 500 кВт. Герметичные компрессоры(поршневые и ротационные) применяются для сравнительно малой (до нескольких кВт) холодопроизводительности (холодильники домашние и кондиционеры, торговое холодильное оборудование).

Рабочий процесс поршневого компрессора.

Рабочий процесс поршневого компрессора удобно рассматривать в индикаторной диаграмме, показывающей зависимость давления сжимаемой среды от переменной величины ее объема в цилиндре или, что то же самое, от хода поршня.

Рис. 1.19. Теоретическая индикаторная диаграмма поршневого компрессора.

Индикаторная диаграмма не является термодинамической диаграммой, к. в процессы всасывания и нагнетания проходят с переменной массой. При движении поршня слева направо происходит процесс всасывания (4–1), при полностью открытых клапанах. В точке 1, соответствующей правому мертвому положению поршня, всасывающий клапан закрывается, и при обратном движении поршня происходит процесс сжатия пара (1–2). В точке 2 открывается нагнетательный клапан и осуществляется процесс нагнетания (2–3),в конце которого нагнетательный клапан закрывается. Совокупность этих процессов составляет рабочий цикл компрессора, повторяющийся при каждом обороте коленчатого вала. Условно – работа, подводимая к сжимаемой среде, положительна.

Работа компрессора:

,

где – работа всасывания, – работа сжатия, – работа нагнетания,

1. работа компрессора не равна работе сжатия;

2. работа компрессора определяется характером термодинамического процесса сжатия.

Работа всасывания:

,

где – площадь поршня, – ход поршня.

Работа нагнетания:

.

Работа сжатия:

.

Работа компрессора:

Работа компрессора определяется:

1. величинами и ;

2. термодинамическими свойствами тела;

3. термодинамическим характером процесса сжатия.

Для интегрирования выражения для работы компрессора необходимо знать аналитическую зависимость между давлением и удельным объемом в процессе сжатия при постоянной массе рабочего тела:

,

где – показатель политропы процесса сжатия.

При адиабатном процессе сжатия :

.

Для идеального газа:

,

где – показатель адиабаты, – газовая постоянная, .

При политропном процессе сжатия – процесс отклоняется влево от адиабаты (1–5), при – вправо (1–6)

Одним из основных технических показателей компрессора является объемная или массовая производительность. Под объемной производительностью понимают объем сжимаемого пара при условиях всасывания, проходящий через компрессор в единицу времени. Для теоретического поршневого компрессора эта величина – теоретический объем, описываемый поршнем компрессора и представляет собой объем, освобождаемый поршнем компрессора в единицу времени, для поступления всасываемого пара.

,

где – диаметр цилиндра, – ход поршня, – частота вращения коленчатого вала.

Массовая производительность:

,

где – удельный объем всасываемого пара, м³/кг.

Действительный поршневой компрессор.

В реальном компрессоре имеется ряд конструктивных и функциональных факторов, снижающих производительность компрессора:

1) наличие мертвого пространства. В действительном компрессоре объем цилиндра больше объема, описанного поршнем. На величину мертвого объема, откуда пар не может быть вытеснен при достижении поршнем мертвой точки в конце процесса нагнетания. линейное мертвое пространство – это зазор между днищем поршня и клапанной плитой, предусмотренный для компенсации температурного расширения деталей.

При обратном движении поршня процесс всасывания начинается только после того, как сжатый пар, оставшийся в мертвом пространстве, расширится и понизит свое давление до давления всасывания. Этот процесс происходит на некоторой части хода поршня и называется процессом обратного расширения. Наличие мертвого пространства уменьшает объемную производительность компрессора.

2) Гидравлические потери. Во всасывающем и нагнетательном трактах имеют место потери давления пара, что приводит к снижению объемных и энергетических коэффициентов компрессора.

3) Подогрев пара. На участке от всасывающего патрубка до цилиндра компрессора происходит повышение температуры поступающего пара и, как следствие, уменьшение массовой производительности компрессора.

4) Теплообмен в цилиндре. В процессах сжатия и обратного расширения между паром и стенками цилиндра и поршня имеет место теплообмен различной направленности и интенсивности. В результате этого показатели политроп в этих процессах имеют место переменные значения, а эффективность работы компрессора снижается.

5) Перетечки. Имеют место в зазорах и через неплотности.

6) Трение. Часть энергии привода расходуется на преодоление трение в механических парах.

Действительные рабочие процессы существенно отличаются от теоретических.

Рис. 1.20. Индикаторная диаграмма рабочего процесса действительного компрессора.

a–b–c–d – индикаторная диаграмма теоретического компрессора.

1–2–3–4 – индикаторная диаграмма действительного компрессора.

Процесс всасывания 4'–1' проходит при переменном давлении более низком, чем во всасывающем патрубке . Точки 4' и 1' соответствуют началу открытия и полному закрытию всасывающего клапана. Разность давлений во всасывающем патрубке и в цилиндре в процессе 4'–1' вызвана сопротивлением движению пара, а переменная величина этой разности обусловлена изменением степени открытия клапана и изменением скорости пара в нем из-за переменной скорости поршня.

– депрессия на всасывании.

Аналогичная картина наблюдается и в процессе нагнетания 2'–3'. Моменту открытия нагнетательного клапана соответствует точка 2'. Из-за малого проходного сечения щели давление продолжает возрастать и после начала открытия клапана.

– депрессия на нагнетании.

Количественным показателем уменьшения действительной производительности по сравнению с теоретическим объемом служит коэффициент подачи:

– объемный коэффициент;

– коэффициент дросселирования,

– индикаторный объемный коэффициент,

– коэффициент подогрева, оценивает уменьшение производительности от повышения температуры пара,

– коэффициент плотности.

В расчетах коэффициент подачи определяют по экспериментальным данным в зависимости от рабочего тела и отношения .

Коэффициент подачи позволяет определить холодопроизводительность компрессора:

,

где – удельная холодопроизводительность, – удельный объем всасываемого пара.

Холодопроизводительность компрессора является условной величиной, под которой понимают холодопроизводительность холодильной машины, в составе которой данный компрессор обеспечивает массовую производительность:

Рис. 1.21. Зависимость коэффициента подачи.

Тепловой расчет поршневого компрессора.

Расчет поршневого компрессора осуществляется в следующем порядке:

1. определение объема, описываемого поршнем;

2. выбор основных параметров;

3. газодинамический расчет;

4. расчет на прочность.

Основными данными для теплового расчет являются результаты расчета цикла холодильной машины.

Последовательность расчета.

1) Отношение давления конденсации к давлению кипения:

2) Определение коэффициента подачи по зависимости .

3) Объем, описываемый поршнем, м³/с:

К основным размерам компрессора относятся: – диаметр цилиндра, – ход поршня.

Основными параметрами компрессора являются отношение , частота вращения , с^-1, и относительный мертвый объем , %.

При расчете компрессора необходимо подобрать такую комбинацию параметров , , , которая обеспечит требуемый описанный объем . Величина определяет размеры и пропорции компрессора, обычно .

4) Диаметр цилиндра компрессора, м:

.

5) Ход поршня, м:

6) Средняя скорость поршня, м/с:

7) Индикаторная мощность компрессора, кВт:

8) Мощность трения, кВт:

,

где Па – давление трения – опытный коэффициент.

9) Эффективная мощность, кВт:

10) Механический к.п.д. компрессора:

11) Эффективный к.п.д. компрессора:

12) Эффективный холодильный коэффициент:

Газодинамический расчет компрессора.

Газодинамические потери в тракте компрессора в значительной мере влияют на холодопроизводительность и затраты мощности. Газодинамический расчет проводят с целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта. Условная средняя скорость в рассматриваемом сечении газового тракта:

,

где – площадь поршня, м², – площадь сечения, м².

Таблица 2. Рекомендуемые средние скорости пара, м/с.

Хладагент	R22	R12
Всасывающий патрубок	15…20	12…17
Окна цилиндра	10…15	10…15
Всасывающий клапан седло щель	20…25 30…40	17…22 25…35
Нагнетательный клапан седло щель	25…30 30…40	25…35 25…35
Нагнетательный патрубок	20…25	17…22

Гидравлические потери, Па:

,

где – коэффициент местного сопротивления, – плотность, кг/м³.

В инженерных расчетах потери давления на всасывании и нагнетании принимают:

;

.

Динамический расчет поршневого компрессора.

В ходе динамического расчета определяются силы и моменты, действующие в компрессоре.

Суммарная свободная сила действует по оси цилиндра:

,

где – сила от давления пара в цилиндре, – сила инерции поступательно движущихся масс, – сила трения поступательно движущихся частей.

Сила от давления пара в цилиндре определяется разностью давлений со стороны крышки цилиндра и со стороны вала :

.

Сила инерции поступательно движущихся масс:

,

где – масса поступательно движущихся частей (поршня, поршневого пальца, 1/3 массы шатуна), кг; – радиус кривошипа, м; – угловая скорость вала, с^-1; – угол поворота кривошипа от верхней мертвой точки; – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, обычно

Рис. 1.22. Схема кривошипно-шатунного механизма.

Силу трения поступательно движущихся частей условно принимают постоянной:

.

Сила трения направлена против движения и меняет свой знак в мертвых точках.

Суммарную свободную силу можно разложить на две составляющие:

1. силу, действующую по оси шатуна: ;

2. силу, действующую на стенку цилиндра: .

Силу , приложенную к шатунной шейке можно разложить на:

1. тангенциальную силу, действующую перпендикулярно к кривошипу: ;

2. радиальную силу, действующую перпендикулярно к кривошипу: .

Направление действующих сил принято положительным, следовательно, при положительном значении, силы , , , , – вызывают сжатие шатуна, сила – направлена против вращения вала, сила – к оси вращения вала.

Результаты динамического расчета используют при расчете на прочность деталей компрессора, подшипников на износ, для проектирования системы смазки и определения неуравновешенных сил и моментов.

Силы, действующие в компрессоре, изменяются в зависимости от угла поворота кривошипа. Для определения максимальных, минимальных и средних за цикл значений нагрузки деталей кривошипно-шатунного механизма строят диаграммы сил, позволяющих оценить характер нагружения.

Исходные данные.

1. Холодопроизводительность – , кВт;

2. Температура кипения – , К;

3. Температура конденсации – , К;

4. Температура окружающей среды – , К;

5. Рабочее тело.

По исходным данным определяют параметры узловых точек цикла с использованием данных ВНИХИ (таблицы, диаграммы).

Последовательность расчета:

1. Удельная холодопроизводительность, кДж/кг:

.

2. Тепловой баланс регенеративного теплообменника:

.

3. Удельная объемная холодопроизводительность, кДж/м³:

.

где – удельный объем в точке 1, м³/кг.

4. Теплота, отводимая от конденсатора, кДж/кг:

.

5. Удельная адиабатная работа цикла, кДж/кг:

.

6. Холодильный коэффициент цикла:

.

7. Массовый расход рабочего тела, кг/с:

.

8. Адиабатная мощность компрессора, кВт:

.

9. Тепловая нагрузка конденсатора, кВт:

.

10. Объемная производительность компрессора, м³/с:

.

Если холодильная машина работает как тепловой насос, то вместо , задают тепловой поток на конденсатор и тогда массовый расход определяется:

.