книги из ГПНТБ / Нестеров, Ю. Ф. Судовые холодильные установки учебник для институтов водного транспорта

Приближенно коэффициент дробселирРвания ^др = 0,954-0,98. Меньшие значения Ядр следует принимать для фреонов, обладаю­ щих значительно большей вязкостью пара, чем аммиак.

Кроме вредного пространства, на коэффициент подачи % силь­ но влияет теплообмен при всасывании между хладагентом и стен­

рессором из испарителя, подогревается, соприкасаясь с нагретыми стенками. В результате этого удельный объем его увеличивается, а весовое количество всасываемого хладагента и производитель­ ность компрессора уменьшаются. Относительное уменьшение веса хладагента, поступающего в цилиндры, вследствие теплообмена при

нально отношению удельных объемов пара -у- при этих тем­

пературах.

Таким образом, приведенная формула в значительной степени отражает физический характер явления; поэтому она приближенно справедлива и для других хладагентов.

его стенками и всасываемым паром происходит менее интенсивно, чем при влажном, потому что перегретый пар обладает меньши­ ми коэффициентами теплоотдачи и теплопроводности, чем влаж­ ный. Поэтому перегрев на всасывании уменьшает вредный тепло­ обмен хладагента со стенками цилиндров. Следовательно, переход от влажного процесса к сухому уменьшает влияние теплообмена при всасывании и, значит, увеличивает количество действительно засасываемого пара.

Холодопроизводительность компрессора снижают также про­ течки сжатого пара хладагента через неплотности клапанов, пор­ шневых колец, сальников и т. д. Протечки через неплотности учи­

183

увеличении отношения — объемные потери через неплотности

Р о

возрастают.

Повышение частоты вращения компрессора из-за сокращения времени компрессорного цикла немного уменьшает потери от те­ плообмена и от неплотностей, но несколько увеличивает дроссель­ ные потери.

Все объемные потери сопровождаются энергетическими поте­ рями и тогда, когда уменьшается коэффициент подачи X, как пра­ вило, понижается и индикаторный к. п. д. тр-.

У аммиачных машин водяная охлаждающая рубашка в верх­ ней части цилиндров, уменьшающая теплообмен, увеличивает коэффициент подачи X и индикаторный к. п. д. тр приблизи­ тельно на 5%. Для машин, работающих на фреоне-12, температу­ ра которого в конце сжатия возрастает не очень значительно, во­ дяное охлаждение менее целесообразно.

Энергетические потери и коэффициенты. Все внутренние инди­ каторные потери, вызываемые главным образом теплообменом в цилиндре компрессора и гидравлическими сопротивлениями во вса­

определяемой площадью действительной индикаторной диаграм­ мы (Ni^>Nt). Теоретической Nt называют такую мощность, ка­ кую потреблял бы компрессор, если бы процесс сжатия пара был адиабатным и на работу его не влияли объемные потери, а также трение. Действительный процесс сжатия в компрессоре отличается

(Мощность, затрачиваемая на компрессор, оказывается наи­ меньшей при изотермическом сжатии, которое практически неосу­

где А1К и /к — теоретическая работа, затрачиваемая в компрессоре на адиабатное сжатие 1 кг пара хладагента (А1К—

= t2—ii), ккал/кг (кДж/кг);

h и i1— энтальпия пара в конце и начале адиабатного сжа­ тия, ккал/кг (кДж/кг).

Так как работа и все виды энергии в Международной системе

184

СИ выражаются в одних и тех же единицах — килоджоулях, то из всех формул, устанавливающих связь между разными видами

к. п. д. меньше, чем у аммиачных, что объясняется большей вяз­ костью фреона, увеличивающей дроссельные потери в клапанах. Значение индикаторного к. и. д. обычно меньше коэффициента подогрева и несколько больше коэффициента подачи, т. е.

Х<бТ]г<^^и;-

Зная f\i и Nt, можно вычислить индикаторную мощность комп­ рессора JVj.

Затрачиваемую энергию увеличивают также механические по­ тери в движущихся частях компрессора (в подшипниках, порш­

N e — N i + 7VTP.

Потери мощности на трение зависят в основном от размеров компрессора (т. е. от его часового объема 1Д) и от разности дав­ лений р — ро, а следовательно, и от рода хладагента. Мощность, расходуемую на трение, можно вычислять с помощью условного удельного давления трения ртр по приблизительной формуле

строенных по результатам испытаний однотипных компрессоров.

Удельные показатели работы компрессора. Для оценки эко­ номичности работы компрессора, помимо холодильных коэффици­ ентов, служат удельные холодопроизводительности. Теоретическая удельная холодопроизводительность компрессора K t представля­ ет собой холодопроизводительность Qo, приходящуюся на едини­ цу теоретической мощности АД затрачиваемой в компрессоре:

ккал/кВт-ч, что соответствует действительному холодильному коэффициенту ее = 1,7-т-4,7.

§34. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ХОЛОДИЛЬНОГО КОМПРЕССОРА

Схема одноступенчатой паровой компрессорной машины изо­ бражена на рис. 5, а ее рабочий цикл в тепловых диаграммах sT и ip — на рис. 9 и 15. Целью теплового расчета является опре­ деление часового объема Vh, описываемого поршнями, эффектив­ ной мощности Ne, подводимой к валу компрессора двигателем,

186

величин Ке и &е, характеризующих экономичность работы машины, и выбор компрессора. Исходной величиной для расчета служит рабочая часовая холодопроизводительность машины Q0 ккал/ч (кВт).

Прежде всего надо выбрать температуры: конденсации t, пере­ охлаждения ta, кипения to и всасываемого пара t\ (в точке 1 цикла).

Температуру конденсации, зависящую от заданной температу­

машинах для сокращения охлаждающей поверхности и получе­ ния компактных конденсаторов берут большие перепады темпе­ ратур t—tB— 12°С. В конденсаторах вода подогревается на вели­ чину tB2— tBi= (2-ь4)°С.

Обычно переохлаждение водой в самом конденсаторе t—tn со­ ставляет не более (1н-2)°С. Отсюда температура переохлаждения, достижимая в конденсаторе, ta= l — (1-^-2)°С. Более значительное переохлаждение, почти до температуры входящей забортной воды, до 4 =^в+(2-^3)°С, можно осуществить лишь в дополнительном водяном противоточном переохладителе, иногда устанавливаемом после конденсатора. В этом случае охлаждающая вода сначала поступает в переохладитель и только затем направляется в кон­ денсатор.

Для сообщения тепла хладагенту его температура кипения всегда должна быть ниже заданной температуры воздуха в ох­ лаждаемом помещении 0о (определяемой родом перевозимого гру­ за). Кроме температуры 0о, температура кипения зависит еще от типа системы охлаждения помещения. При непосредственном охлаж­

воздухоохладителями непосредственного испарения) ^о = 0о— (10-f- ч-12)°С. При охлаждении помещения промежуточным теплоноси­ телем (обычно рассолом) ^о=0о—(13-М6)°С.

ков), работающих на фреоне-12, составляет (10-И5)°С. У аммиака температура пара при сжатии возрастает более сильно, чем у фреона. Чтобы не получить слишком высокую температуру в кон­ це сжатия t2 (в точке 2), в аммиачных машинах и допускают мень­ ший перегрев. Разумеется, температура пара при выходе из испа­ рителя t\ должна быть приблизительно гаа 5°С «иже температуры охлаждаемой среды (воздуха или рассола), за счет отнятия тепла от которой пар перегревается.

После этого по температурам t и to из таблиц насыщенных па­ ров для выбранного хладагента [5] определяют абсолютные дав­

ной кривой, для большей точности лучше определять по таблицам насыщенных паров. Для точки 4 энтальпия ч = i3.

Удельная весовая (массовая) холодопроизводительность

<7о = ii — i4 = 4 — iz ккал/кг (кДж/кг),

а удельная объемная холодопроизводительность

qv = — ккал/м3 (кДж/м3).

Весовое количество циркулирующего хладагента (весовая ча­ совая производительность компрессора)

Са = ^КГ/Ч

Объем пара, действительно засасываемый компрессором в час (объемная часовая производительность компрессора),

По часовому объему Vh подбирают из каталогов ближайший боль­

цилиндра D и ход поршня S, выбрав предварительно частоту вра­ щения п и число цилиндров z.

Теоретическая работа, затрачиваемая в компрессоре на адиа­ батное сжатие 1 кг пара хладагента,

A lK= h — ti ккал/кг или /к = h — 4 кДж/кг.

188

Теоретическая (адиабатная) мощность компрессора

ПА !

N ‘ = ^бо~~ кВт

или

= -3600 кВт>

Определив индикаторный к. п. д. г|г (см. § 33), вычислим инди­ каторную мощность:

N 1 = ■^-L кВт.

Vi

Затем, как изложено в § 33, находим мощность трения Nтр, потребную мощность на валу компрессора Ne, а также теорети­ ческую Kt и действительную Ке удельные холодопроизводительности (холодильные коэффициенты) .

Теоретический холодильный коэффициент

Электродвигатель к компрессору подбирают для режима, по­ требляющего наибольшую мощность NB, с учетом к. и. д. электро­ двигателя т)э, к. и. д. передачи т)п и некоторого (10-М2%) запаса;

^ = (1 ,1 0 4 -1 ,1 2 )-^ - кВт. h 'In

§35. АНАЛИЗ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА

ВЗАВИСИМОСТИ ОТ ТЕМПЕРАТУРНОГО РЕЖИМА

ИПЕРЕСЧЕТ ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Один и тот же компрессор ( с одним и тем же часовым объе­ мом Vh) развивает разную холодопроизводительность Q0 и потреб­ ляет различную эффективную мощность Ne в зависимости от тем­ пературного .режима его работы. Этот режим меняется в зависи­ мости от температур забортной воды tB и воздуха в охлаждаемом помещении 0о. Чем выше температура забортной воды и ниже температура охлаждаемого помещения, тем меньше холодопроиз­ водительность компрессора, и наоборот.

Чтобы проанализировать влияние температур конденсации t и кипения t0 на работу машины, изобразим на диаграммах sT циклы одноступенчатой паровой компрессорной машины при раз­ личных температурах t и t0. При этом для простоты будем пола­ гать, что машина работает без переохлаждения жидкого хлад­ агента водой в конденсаторе и без перегревания пара в испарителе и всасывающем трубопроводе. В диаграммах sT, изображенных

189

на рис. 75 и 76, 1-2-3-4 — цикл машины при температурах t и U. Удельная весовая (массовая) холодопроизводительность ее <70= = пл. 4-1-а-Ь, а удельная работа сжатия, затрачиваемая в компрес­ соре, А1 = пл. 1-2-3-с.

Не изменяя температуру кипения, повысим температуру конден­ сации до значения t'> t (см. рис. 75). Цикл машины при этом изо­ бразится линиями 1-2'-3'-4', холодильное действие q'o=nn.4'-l-a-d,

шении температуры конденсации холодильное действие уменьшает­ ся на величину Aqo— пл. 4-4'-d-b, а затрачиваемая работа возраста­ ет на величину ДА/=пл. 2-2'-3'-3, и наоборот. Очевидно, что q'o—

— q0—Д<7о, а работа AV— А1-\-АА1. Вследствие понижения удель­ ной весовой холодопроизводительности (q'0<.qo) и коэффициента

шения удельной работы сжатия (А1'^>А1) и уменьшения индика­ торного к. п. д. (r^'-Crj'i) увеличивается потребляемая эффектив­ ная мощность

(Коэффициенты X и т]{ понижаются из-за возрастания степени по-

вышения давления

Р 0

Понизим теперь температуру кипения до значения t'o<jto при постоянной температуре конденсации (см. рис. 76). Цикл машины при этом изобразится линиями 1'-2'-3-4', холодильное действие q'0= = пл. 4'-l'-d-e, а работа цикла А1' = пл. l'-2'-3-f. Таким образом, при понижении температуры кипения to удельная весовая холодо­ производительность, по сравнению с первоначальным циклом 1-2-3-4,

190

уменьшается, так как q'o<qo, а работа цикла возрастает на вели­ чину ДЛ/=пл. l'-2'-2-l-c-f, и наоборот. Очевидно, что А1'=А1 + + ДА1. При снижении температуры кипения удельный объем вса­ сываемого пара значительно увеличивается (vv > щ ), а удель­ ная объемная холодопроизводительность (q'v<.qv) и часовая хо­ лодопроизводительность Q0 резко падают. Так как производи­ тельность компрессора снижается более интенсивно, чем возра­ стает удельная работа сжатия А1, обычно потребляемая мощность

Ne уменьшается (при ро<.-^~р). При этом действительный холо­

дильный коэффициент ее также снижается.

Компрессоры можно сравнивать между собой только при оди­ наковых температурных условиях работы. Поэтому в каталогах всегда оговаривают те условия, при которых дана холодопроизво­ дительность компрессора. В СССР для одноступенчатых компрес­ соров приняты следующие сравнительные температуры. Стандарт­ ные условия для аммиачных компрессоров: температура конден­

новых компрессоров, работающих в установках для кондициони­ рования воздуха: £ = + 35°С, tn— +30°С, fo=+5°C, /i = + 15°C.

Некоторые заводы гарантируют холодопроизводительность комп­

ответствующих сравнительных температурах. Отсюда, например, холодопроизводительность при стандартных

сравнительных температурах

Qос = Qo - уРСхС стккал/ч.

191

Холодопроизводительность компрессоров при условиях конди­ ционирования воздуха Qок приблизительно в 2 раза больше, чем при стандартных Qoc-

§36. ОДНОСТУПЕНЧАТАЯ ПАРОВАЯ КОМПРЕССОРНАЯ МАШИНА

СРЕГЕНЕРАТИВНЫМ ТЕПЛООБМЕННИКОМ

Теплообменник обеспечивает сухой процесс работы компрессо­ ра и, следовательно, предохраняет его от гидравлических ударов.

компрессором КМ из испарителя И, дополнительно перегревается (по изобаре 6-1) за счет дополнительного переохлаждения теплой жидкости (по изобаре 3-4), направляющейся из конденсатора к ре­ гулирующему клапану (до температуры t ', значительно более низ­

кой, чем температура забортной воды).

На рис. 78, а, б цифрами 3, 5 обозначены соответственно сле­ дующие характерные состояния хладагента: теплой переохлаж­ денной (:водой) жидкости между конденсатором и теплообменни­ ком,. холодной парожидкостной смеси между регулирующим кла­ паном и испарителем; а линиями 1-2, 2-3, 4-5, 5-6 — соответственно следующие основные процессы цикла: адиабатное сжатие в комп­ рессоре, изобарное охлаждение в конденсаторе (снятие перегрева, изотермическая конденсация и переохлаждение водой), дроссе­ лирование в регулирующем клапане (изоэнтальпа), изобарно-изо­ термическое кипение и небольшое перегревание в испарителе.

Составим тепловой баланс теплообменника. Для этого количест­ во тепла, отнимаемое от теплой охлаждаемой жидкости, <7 то = пл. 3-4-e-f i3—i4, приравняем тому количеству тепла, которое переда­ ется холодному перегреваемому пару, д,то = пл. 6-1-g-a — ix—% (см. рис. 78, а) . Без учета тепловых потерь в окружающую среду тепловой баланс записываем так:

iз Ц — i\ — i&-

192