А. В. Бараненко. Холодильные машины

D, ход поршня S , частоту вращения колеНtlатого вала n. Газо­

динамический ра~чет дает площади проходных сечений в газо­

вых трактах и щелях клапанов.

2. Разрабатывают первый вариант компоновки компрессора:

поперечный и продольный разрезы. В процессе компоновки на

основании результатов расчета и из конструктивных соображе­

ний (проходимости шатунов, 'возможности размещения требуемо­

го числа клапанов в крышке и т. д.) определJlЮТ основные разме­

ры деталей механизма движения, геометрию всасывающего и на­ гнетательного трактов, число и размеры клапанов, если их раз­ рабатывают заново, а не·заимствуют из стандартизованного ряда клапанов, определяемого государственным стандартом, стандар­

том отрасли или предприятия.

3. ДИнамический расчет компрессора, в процессе которого для нескольких расчетных режимов определяют силы и моменты сил, приложенные i< элементам механизма движения: поршню, шату­

ну, коленчатому валу и другим деталям. По фактическим, взя­ тым из чертежа, размерам деталей первого варианта компоновки

находят неура.ановешенные массы и определяют массы противо­

весов. Из анализа кривой суммарного крутящего момента опреде­

ляют избыточные работы и момент инерции маховика, обеспечи­

вающего заданную неравномерность вращения коденчатого вала.

Выполняют расчет и подбор подшипников.

4.Газодинамический поверочный расчет газовых трактов

иклапанов проводят по фактическим размерам первого варианта компоновки. Определяют потери давления вследствие гидравли­

ческих сопротивлений и средние эквивалентные скорости рабоче­

го вещества в клапанах. Оценивают необходимость внесения из-

5. Прочностной расчет основных деталей компрессора прово­

дят с использованием данных динамического расчета исходя из

фактических размеров в первом варианте компоновки. По его

результатам также оценивают необходимость внесения измене­ ний в конструкцию тех деталей, прочность или жесткость кото­

рых должна быть увеличена.

6. Разработка второго варианта компоновки компрессора с внесением' изменений, необходимость которых определена

предыдущими расчетами.

7. Повторное, в случае необходимости, выполнение расчетов по П.п. 3-5 или их части исходя из фактических размеров второ­

го варианта компоновки.

Указанное разделение в известной мере условно, так как

в практике проектирования многие расчеты выполняют одновре­

менно с разработкой компоновки, в которую тут же вносят необ­

ходимые изменения. Однако главная особенность проектирова­

ния такова, что расчетные и конструкторские работы идут как

бы методом последовательных \приближений, в котором число

итераций может быть намного больше указанных двух.

Расчетные режu.м.ы холодuл.ьных nоршневых компрессоров введены потому, что в условиях эксп.луатации они часто работа­

ют не только на расчетном, но и на режимах, значительно отли­

чающихся от расчетного. Кроме того, число компрессоров, вы­

пускаемых промышленностью, ограничено типоразмерным рядом,

причем один и тот же компрессор может применяться в составе нескольких холодильных машин, имеющих разные номинальные

температуры кипения и конденсации.

Для одноступенчатых поршневых холодильных компрессоров установлены два расчетных режима (табл. 8.1). .

Первый расчетный режu.м. - режим максимальной разности давлений конденсации и кипения Рк - Ро' Он определяет наи­

большие значения сил, действующих в механизме движения, и является исходным для расчета деталей компрессора на проч­

ность.

Второй расчетный режu.м. - режим максимальной индика­

торной мощности на валу компрессора. Ему соответствует режим

работы компрессора при максимальной для данного рабочего ве-

щества температуре t K и давлении Рк конденсации и отношении

давлений, при котором достигается N t тах • Этот режим является

исходным для подбора двигателя и для расчета системы смазки. При расчетах на втором расчетном режиме сцлы трения не уtlи­ тывают, так что эффективная мощность считается равной инди-

каторной N emax =N tmax =PtmaxVT' Максимальный расчетный

крутящий момент на валу компрессора Мкртах = Nemв.x/{21tn).

Определение основных размеров, конструктивных и режим­

вых параметров поршневоrо компрессора. При определении основных размеров D, So, числа цилиндров z и частоты вращения

n используют значительный опыт, накопленный холодильным и'

компрессорным машиностроением. В течение многих лет наблюда­

ется тенденция к увеличению частоты вращения бескрейцкопфных

холодильных компрессоров. Например, многие современные ком­

прессоры имеют частоту вращения коленчатого вала n = 24 l/с (1440 об/мин); известны компрессоры средней производительнос­ ти с частотой вращения n = 48 l/с (2880 об/мин).

Надежность и долговечность деталей maтунно-поршневой груп­ пы зависят от средней скорости поршня

которая у бескрейцкопфных компрессоров находится в пределах

Сm =2 + 5 м/с, У крейцкопфных компрессоров эти пределы не­ сколько уже: Сm = 3 + 4,5 м/с. Увеличение Сm свыше указанных

пределов приводит к интенсивному износу деталей, увеличению

потерь в клапанах, снижению производительности и потому не­ желательно.

I

i

Сохранить рекомендуемые значения Сm при увеличении час­

тоты вращения можно за счет уменьшения хода поршня, увели­

чения диаметра цилиндра или одновременном их изменении.

Важным безразмерным геометрическим параметром, опреде­

ляющим соотношение этих размеров, является отношение

(8.80)

которое при увеличении частоты вращения уменьшается, что по­

зволяет сохранить приемлемые значения средней скорости поршня.

Для холодильных компрессоров параметр \jI изменяется в сле­

дующих пределах: крейцкопфные компрессоры \jI =0,8 + 0,9; бес­

крейцкопфные - \jI = 0,6 + 0,8; поджимающие - \jI = 0,5 + 0,7 .

Увеличение диаметра цилиндра позволяет расположить в крыш­

ке клапаны с большим проходным сечением и снизить гидравли­

ческие потери в них, однако одновременно увеличивается и отно­

сительное мертвое пространство, приводящее к уменьшению ко­

эффициента подачи.

Компрессоры сравными удельными CUдa.м.и инерции поступа­

тельно движущихся масс проектируют при наличии опыта экс­

плуатации аналогичных компрессоров подобных или частично

подобных проектируемому. Силы инерции поступательно движу­

щихся масс, к которым относятся масса поршневого комплекта и

1/3 массы шатуна, в значительной степени определяют нагрузки

'на механизм движения и неуравновешенные силы и моменты,

передаваемые на раму или фундамент от корпуса компрессора.

Поэтому при n:роектировании стремятся сохранить значения удель­

ных сил инерции, характерные'для машин, хорошо зарекомендо­

вавших себя в работе.

Максимальная сила инерции поступательно движущихся масс

равна, Н,

(8.81)

Удельная максимальная сила инерции, приходяща.яся на еди­

ницу площади поршня,

в результате аналИЗа данных по значениям масс тг поступа­

тельно движущихся частей большого числа холодильных ком­

прессоров различной конструкции установлено [8]. что эти мас­

сы могут быть приближенно определены из обобщенной эмпири­

ческой зависимости

I

(8.83)

в которой коэффициент массы изменяется в пределах Аm =

=800+ 2500 кг/м2.5. Введя твв выражеиие(8.82), находим после

преобразований

Из этого выражения видно, что при

(8.85)

для всех компрессоров ряда, у которых Аm =idem, будут одина­

ковы и удельные силы инерции. Так как у подобных или частич­

но подобных машин обычно и '11 =idem, то выражение (8.85)

упростится

(8.86)

Параметр удельных сил инерции определяет связь между гео­

метрическими размерами цилиндра D, SП и частотой вращения.

В подобиых компрессорах одного ряда он должен иметь одно и то

же значение, однако при частичном подобии 1\! может изменяться в некоторых пределах. Установлено, что у малОоборотных крейц-

копфных компрессоров двойного действия К! =2 + 4 ; у бескрейц­ копфных компрессоров К! =5 + 14. причем увысокооборотных

бескрейцкопфных компрессоров К! =9 + 14, у предельно форси­

рованных по частоте вращения компрессоров К! =17 + 19 . Выражение для расчета теоретического объема компрессора

(8.6) с учетом отношения \jI (8.80) может быть представлено в

виде

(8.87)

Частота вращения коленчатого вала определяется непосредст­

венно из формулы (8.86)

С учетом этого выражения находим

откуда диаметр цИJIИи.цра

(8.90)

Определение D, SП и n проводят в такой последовательности. Массовый расход рабочего вещества G и удельный объем рабо­

чего вещества при входе в компрессор V 1 определяют из расчета

цикла холодильной машины. Если компрессор бессальниковый

или герметичный, то эти параметры находят, решая систему урав­

нений (8.1). Действительный объемный расход рабочего вещест-

ва (м3/с) определяется зависимостью v;. =Gv1 • Коэффициент по­

дачи компрессора находят либо по опытным зависимостям вида

л. ={(nк), либо по формулам (8.14), (8.22), в которых потери

давления в клапанах принимают по рекомендациям, приведен­

нымвыше.

Теоретический объем поршневого компрессора (м3/с) находим

из выражения (8.13)

VT = V,Jл.

Приняв, пользуЯСБ рекомендациями, приведенными выше, зна­

чения К! • \jI и определив число цилиндров компрессора (z=2 +·8

для машин средней производительности), можем определить D и

n из уравнений (8.90) и (8.88).

Если, как это часто бывает, при непосредственном соединении

валов двигателя и компрессора, частота вращения заранее из­ вестна, задача сводится к решению системы уравнений

(8.11)

Полученное при решении значение К! должно находиться в ре­

комендованных выше пределах, в противном случае следует изме­

нить значения \jI или z.

Регулирование nоршневых холодИльных компрессоров.

Поршневые холодильные компрессоры необходимо регулировать,

чтобы обеспечить их работу на нерасчетных режимах и, в част­

ности, на неполных нагрузках при неизменных температурах ис­

точников. Различают плавное и ступенчатоерегул.upованue. С точ~ ки зрения удобства эксплуатации холодильных машин плавное

регулирование предпочтительнее, однако ступенчатое регулирова­

ние в некоторых случаях проще реализовать на практике. Его це­

Лесообразно сочетать с наиболее простыми методами плавного регу­

лирования.

П л а в н о е р е г у л и р о в а н·и е осуществляют

следующими способами.

Изменение частоты вращения вала "омnрессора возможно

при наличии приводного двигателя, позволяющего это делать.

ЭТО могут быть двигатели внутреннего сгорания, электродвигате­ ли постоянного тока, работающие от выпрямителя или МОТОР­ генератора по схеме Леонардо, электродвигатели переменного тока, работающие от частотных преобразователей, позволяющих изме­ нять частоту тока в широких пределах. Холодопроизводитель­ ность при этом епособе регулирования изменяется примерно про­

порционально изменению частоты вращения, а энергетические

коэффициенты собственно компрессора ПР1Щтически не меняют­ ся. Однако общую оценку энергетической эффективности этого метода надо проводить с учетом изменения КПД двигателей и,

кроме того, дополнительных потерь во всех элементах привода,

включая преобразователи и выпрямители переменного тока. Ввиду

сложности, повышенной стоимости, а в некоторых случаях и из­

за значительных допо~нительных потерь в системе привода этот метод не получил пока достаточно широкого распространения

и применяется чаще всего в лабораторных условиях.

Дросселupование на всасывании позволяет осуществить плав­

ное регулирование производительности с помощью дроссельного

устройства - вентиля или задвижки, устанавливаемых перед ком­

прессором. При регулировании этим способом уменьшают проход­ ное сечение в дРоссельном устройстве. При этом, как видно из рис. 8.18, а, давление при входе в компрессор уменьшается от Р1

дО pi, а удельный объем растет от V1дО Vi. Кроме того, вследствие

увеличения отношения давлений в компрессоре л~ = Рн/ p~ >

>Лк = Рн/ Рв уменьшается индикаторный объемный коэффициент

Ч< лt, так как y~' < У" (рис. 8.18, 6), что приводит К уменьше­

нию коэффициента подачи л' < л и объемной производительности компрессора, отнесенной к условиям всасывания, т. е. в точке 1.

В итоге массовая и холодопроизводительность компрессора сни­

жается, т. е.

(8.91)

Удельная работа изоэнтропного сжатия, как видно из рис. 8.18, а,

увеличивается, l~ =i2- ii > l8 =i2 - i1• Однако индикаторная мощ­

ность компрессора при регулировании может быть как меньше,

так и больше номинальной. Это определяется соотношением ин­ дикаторных удельных работ и массовых производительностей

Выразив постоянный теоретический объем в виде

а)

т

v

Рис. 8.18. Регулирование поршвевоro компрессора дросселировавием на вса­

сывании: а - процессы на s-Т-диаграмме; tJ - ивдикаториые диаграммы при полной и частичной производительвости компрессора

и подставив. его в уравнения, находящиеся·в левых частях нера­ венств (8.91)и (8.92), найдем

Эффективный холодиJtьный коэффициент при регулировании

дросселированием на всасывании

будет меньше, чем &е вследствие относительного роста индика­

торной мощности и особенно мощности трения.

По энергетической эффективности этот метод проигрывает ре­

гулированию изменением частоты вращения, но его достаточно

часто используют, так как реализуется он просто.

Подкл.ючение доnол.нительного .мертвого пространства по­

зволяет уменьшать производительность компрессора за счет сни­

жения коэффициента подачи (рис. 8.19). При регулировании пор­ шенек 1, расположенный в специальном цилиндре 2, соединен­

ном с верхней частью цилиндра компрессора, перемещается вправо

(рис. 8.19, а), и мертвое пространство увеличивается за счет

дополнительного объема, открываемого поршеньком 1. При этом

индикаторная диаграмма компрессора изменяется: процессы об­

ратного расширения и сжатия идут более полого. В результате

р"

Р.

Рис. 8.19. РеГУJIировавие поршвевоro кохпрессора ПОДltJU01Ieвием

ДОПОJIв:итeJIЬВОro мертвого объема: а - схема ПОДICJПOчевия ДОПОJI­

ИИТeJIЬИОro мертвого объема; tJ - ивдикаторвые диаграммы при полиой и частичиой производительиости ICO~copa

уменьшается объем рабочего вещества, всасываемого в цилиндр,

отнесенный к давлению Рв' V~' < V" ,(рис. 8.19,6), и коэффици­

ент подачи компрессора уменьшается л.' < л. • Если при этом тем­

!lepaТYPbl кипения и конденсации не меняются, то холодопро­

изводительность уменьшается только за счет'уменьшения л. • Ин­

дикаторная мощность компрессора, пропорциональная площади

индикаторной диаграммы, также уменьшается.

Приняв во внимание, что в уравнениях (8.93) и (8.94) при этом способе регулирования будет vi =Vl и l; =l8' найдем такое

выражение для эффективного холодильного коэффициента

(8.96)

Из него следует, что & ~ < & е =Qo / (Nt + Nтр) в основном засчет

относительного увеличения мощности трения и, в меньшей мере, индикаторной мощности, так как, 11'1 будет несколько меньше 11 1

вследствие того, чro при наличии гидравлических потерь в клапа­

нах увеличение мертвого ПросТранства будет приводить к сниже­

нию индикаторного КПД.

ПО энергетической эффективности этот метод лучШе, чем дрос­

селирование на всасывании, однако область его применения огра-

ничивается крупными малооборотными компрессорами с малым числом цилиндров из-за конструктивных трудностей при разме­

щении дополнительного объема.

Принудиmeл.ьное открытие всасывающих кл.аnанов на части хода nоршня может быть применено только у непрямоточных компрессоров. При регулировании на части хода поршня от нмт к ВМТ клапан удерживается в открытом состоянии с помощью специального устройства, отжимающего его пластину от седла. Пока клапан открыт, рабочее вещество выталкивается обратно

во всасывающую полость, и как только отжим пластины будет пре­

кращен, клапан закроется и начнется процесс сжатия (рис. 8.20).

Производительность компрессора определяется частью хода

поршня, на которой всасывающий клап1tн принудительно удер­

живается открытым. Чем она больше, тем меньше производи­

тельность компрессора.

Холодопроизводительность компрессора при регулировании бу­

дет уменьшаться прямо пропорционально уменьшению коэффи­

циента подачи

(8.97)

а холодильный коэффициент определяется зависимостью (8.96), в которой 11i < 11, из-за потерь, связанных с дополнительной за­ тратой мощности на всасывание и выталкивание обратно во вса­ сывающую полость части рабочего вещества.

ПО этой причине рассматриваемый метод регулирования не­

значительно уступает подключению дополнительного мертвого

объема по энергетической эффек-

время предельно энергетически Неэффективным методом регули­

рования.

Холодопроизводительность при байпасировании определяется

выражением

(8.98)

где Gб - маСсовый расход перепускаемого рабочего вещества.

Мощность компрессора при этом практи,чески не меняется,

N; =Ne • Это приводит К тому, что эффективный холодильный

коэффициент уменьшается так же, как и холодопроизводитель-

ность,

(8.99)

что и определяет предельную энергетическую неэффективность

этого метода регулирования. Его применение может быть оправ­ дано лишь в особых, критических условиях и в течение коротко­

говремени.

При непосредственном перепуске НагреТого рабочего вещества

из нагнетательной полости во всасывающую, как это бывает, на­ пример, при срабатывании предохранительного клапана компрес­

сора, резко увеличивается температура всасываемого пара, а с

ней и температура нагнетания, что при длительной работе может

вызвать перегрев корпуса компрессора и воспламенение или раз­

ложение смазочного маСЛа. Чтобы этого избежать, в паровых хо­

лодильных машинах на всасывание перепускают охлажденный

пар из конденсатора.

С т у п е н ч а т о е р е г у л и р о в а н и е осуществляется следующими способами.

Пуск и остановка компрессора являются главным способом

регулирования машин невысоких холодопроизводительностеЙ.

Реагируя на показания датчика температуры рабочего вещества

или теплоносителя при выходе из испарителя, система регулиро­

вания останавливает или запускает компрессор. Таким образом

поддерживается температура объекта охлаждения, диапазон из­

менения которой определяется технологическим режимом. Раз­

ность между температурами пуска и остановки называют темпе­

ратурным дифференциалом.

Временной цикл работы холодильной машины в составе холодильной установки A't состоит из рабочей At p инерабочей А'tи частей (рис. 8.21). Коэффициентом рабочего времени называют долю рабочего времени At p в полном времени цикла

Установившийся режим работы холодильной машины, регу­

лируемой пуском-остановкой, существенно нестационарен, при-

движущихся масс компрессора и двигателя при каждом пуске и

при достаточно большом At p составляют 1-3%. Для малых хо­

лодильных машин при At p больше 1-2 мин дополнительные за­

траты энергии не превышают 1% .

Переnуск рабочего вещества на части хода nоршня (байпас

производительности) применяют для крупных компрессоров с ма-

лым числом цилиндров. В стенке гильзы на расстоянии 8отв от

крышки цилиндра ВЫПО'лняют одно или несколько отверстий, соединенных со всасывающей полостью компрессора с помощью

каналов, перекрываемых вентилями или специальными клапана­

ми, управление которыми можно автоматизировать. При откры­

том клапане происходит перепуск рабочего вещества из цилинд­

ра обратно во всасывающую полость, так что этот способ регули­

рования эквивалентен принудительному открытию всасывающе­

го клапана на части хода поршня.

Для оценки расстояния 8отв воспользуемся упрощенной схе­ матизироваlJНОЙ индикаторной диаграммой, пренебрегая потеря­

ми давления в клапанах (рис. 8.22), и допустим, что при регули­

ровании коэффициент подачи изменяется только за счет видимых

объемных потерь. Тогда коэффициент уменьшения массовой про­ изводительности компресс~ра при регулировании будет

где Gap ,Лр ,Лер - массовая производительность, коэффициент

подачи и ооъемный коэффициент при регулировании соответст­

венно.

Заметив, что С учетом сделанных допущений будет

и

А-ер =KpA-е =S~/Sn' ,

найдем искомый размер SOТB

SOТB = Se + Sn - S'+ S~ = Sn[1 + с - А-е(1 - Кр)] = SnSOТB'

где

SOТB =SOТB/Sn = 1 + с- лА1Кр) =

относительное расстояние отверстия от крышки цилиндра.

Для стандартного цикла при tK = 30 ос и to = -15 ос при работе

на R717 отношение давлений 1t ~ 5. Для Кр = 0,5; 0,3; 0,1, т. е. при производительности 50, 30 и 10% от номинальной будет

Sarв =0,611, 0,436; 0,260.

Байпас производительности может быть применен не только для

ступенчатого, но и для плавного регулирования (рис. 8.23). При

клапан байпаса остается закры­ тым. Когда соленоидный вентиль 5 открывается, начинается пере­ текание рабочего вещества из на­ гнетательной полости 1 во всасы­ вающую 6 через фильтр 2 и регу­

лируемый дроссельный вентиль 3.

В зависимости от проходного се­ чения в вентиле 3 давление между

ним и соленоидным вентилем 5

от крышки, равном 1/'4 хода поршня, что соответствует ~ 1-0- 15% производительности при полном открытии клапана байпа­ са 4.

Отключение отдельных цилиндров или блоков представляет

собой частный случай регулирования принудительным открыти­

ем всасывающих клапанов, когда они находятся в постоянно от­

крытом состоянии, и осуществляется теми же средствами. Инди­ каторная диаграмма 3 (см. рис. 8.20) в этом случае состоит из двух линий - всасывания и выталкивания. Работа насосных хо­ дов равна площади индикаторной диаграммы, а мощность опре­ деляется зависимостью (8.26).

Действительный холодильный коэффициент находят в этом слу­

чае с помощью зависимости, подобной (8.96)

работающих (неотключенных) цилиндров соответственно, а при

определении индикаторного КПД 11'1 учитывалась мощность на­

сосных ходов в отключенных цилиндрах. Если известны только

,111 И отдельно, например из расчета, мощность насосных ходов

Одного цилиндра N1 lнас ' то

однако только при фиксированных, определяемых зависимостью

(8.106) синхронных частотах.

Завершая описание методов регулирования поршневых ком­

прессоров, отметим, что такие методы, как байпасирование, от­ ключение отдельных цилиндров или блоков, часто применяются

для разгрузки компрессора при его пуске. После того как ком­

прессор наберет расчетную частоту вращения, разгрузка отклю­

чается.

Конструкции холодильных порmневых компрессоров. Холо­

дильные поршневые компрессоры классифицируют по нес~оль­

ким признакам [85, 88]

П о х о л о Д о про и з в о Д и т е л ь н о с т и различают

крупные компрессоры с холодопроизводительностью при стан-

дартных условиях (t o = -15 ОС, tl( = 30 ОС) Qo > 120 кВт, средние компрессоры Qo =120 + 12 кВт и малые компрессоры

сQo < 12 кВт.

По к о н с т р у к т и в н ы м при з н а к а м различают

крейцкопфные и бескрейцкопфные, прямоточные и непрямоточ­

ные, блок-картерные и блок-цилиндровые компрессоры, компрес­

соры с внешним и встроенным приводами, с различными схема­ ми расположения цилиндров, с принудительной системой смазы­

вания и смазыванием разбрызгиванием, многоступенчатые порш­

невые компрессоры, компрессоры с регулированием производи­

тельности. у крейцкоnфНых компрессоров поршень жестко свя­

зан со штоком, который соединен с ползуном-креЙцкОпфом. В

крейЦКОПфе цмеется палец, с помощью которого он соединяется с

шатуном (см. рис. 8.1, в). КреЙЦКОПфные компрессоры обычно

выполняют двойного действия, а шток уплотняют с помощью сальника специальной конструкции. В настоящее время крейц­

копфные компрессоры чаще всего выполняют горизонтальными с

оппозитны~ расположением цилиндров. Число цилиндров z =2, 4, 6. Важным достоинством крейцкопфных компрессоров является

возможность создания машин, работающих без смазывания ци­

линдров. При этом сам креЙnКОПф и весь механизм движения

работают с принудительным смазыванием. Опираясь на опыт хи­

мического машиностроения, создавшего такие машины, которые

успешно работают- в течение многих лет, конструкторы модер­

низировали серийные оппозитные аммиачные компрессоры АО-600

и АО-1200 (рис. 8.25), которые работают без смазывания ци­

линдров.

у бескрейцкоnфных, или тронковых, компрессоров поршни со­

единены с шатунами непОсредственно с помощью поршневых паль­

цев (см. рис. 8.1, а, 6). Роль крейцкопфа играет в этом случае сам

поршень, передающий через развитую боковую поверхность нор­

мальное усилие на стенку гильзы цилиндра.

В прямоточных компрессорах всасывающий клапан распола­

гается на поршне и движется вместе с ним. Рабочее вещество