книги из ГПНТБ / Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с
.pdfХд — коэффициент дросселирования; лп — коэффициент подогрева; А* — коэффициент герметичности;
X— коэффициент подачи компрессора;
Ѵ„ — объем, описанный поршнями компрессора за один ход. Объемный коэффициент учитывает снижение производитель ности вследствие наличия вредного пространства в цилиндрах компрессора. Этот коэффициент для паровых компрессоров рас
считывается так же, как и для воздушных компрессоров:
К , |
= 1 — ß |
РК ^ т. |
|
(51) |
Я0 = — |
1 |
|||
V„ |
|
Рп |
|
|
Ѵо |
|
|
|
вредного про- |
Здесь ß = 7 T- =0,01-f-0,08 — относительный объем |
||||
'п |
странства для |
|
• |
|
|
компрессоров холо |
|||
|
дильных установок; |
расширения |
||
Ш[— показатель процесса |
пара из вредного пространства, при нимаемый [14] обычно для фреоно вых компрессоров равным 1, для аммиачных машин 1,1*.
Коэффициент дросселирования учитывает влияние на произ водительность компрессора понижения давления пара в ци линдре при всасывании по сравнению с давлением во всасываю щем трубопроводе и равен
к=к. |
■ |
(52) |
|
|
Обычно влияние вредного пространства и дросселирования пара при всасывании учитывается [9] индикаторным коэффициентом всасывания
'к1— Я0Я,д — |
К з |
__ |
Ри |
Арв - ß |
Рк |
Рп — Ар„ |
(53) |
|
|
Ѵ„ |
~ |
р |
|
Ри |
Ри |
|
|
где &рв потеря |
давления |
при всасывании, |
равная |
|
обычно |
|||
0,05—0,10 бар. |
учитывающий снижение |
фактиче |
||||||
Коэффициент |
подогрева, |
ской производительности компрессора за счет повышения темпе ратуры пара при всасывании, определяется обычно по эмпири ческой формуле [9]:
|
Хп — |
Т„ |
(54) |
|
Тк |
||
|
|
|
|
Величина b для вертикальных прямоточных компрессоров |
|||
равна нулю, а |
для крупных горизонтальных машин 26. |
Коэф |
|
* Показатель |
адиабаты для аммиака /е= 1,3, для фреона-12 |
/г = 1,14. |
30
фициент герметичности при нормальном состоянии компрессора составляет 0,95—0,98. Таким образом, коэффициент подачи ком прессоров ПКХУ при степени повышения давления 3—8 и водя ном охлаждении цилиндров (ß=0,03ч-0,04) составляет пример но 0,85—0,60' [26]. Для фреоновых машин при недостаточном пе регреве пара перед компрессором коэффициент подачи может быть ниже названных величин за счет влияния циклической конденсации хладагента на стенках цилиндра и растворимости его в масле. Обычно принимается, что при перегреве до 40° С величина коэффициента подачи не снижается за счет этих яв лений, однако [26] снижение перегрева на каждые 10° С приво дит к уменьшению коэффициента подачи на 3—5%.
Работа, затрачиваемая за один ход поршня в цилиндре ком прессора (индикаторная работа), численно равна площади ин дикаторной диаграммы в соответствующем масштабе. Для оцен ки совершенства компрессора используются величины индика торного и полного к. п. д. компрессора. Индикаторный к. п. д. представляет собой отношение теоретической работы, затрачен ной на 1 кг или 1 м3 засасываемого пара, к фактической инди каторной работе, затрачиваемой на получение того же количе ства сжатого пара. При анализе неохлаждаемых машин тео
ретическую |
работу |
определяют при - идеальном адиабатном |
||
(S = const) |
сжатии |
пара в компрессоре, |
индикаторный |
к. п. д., |
определяемый таким образом, называют адиабатным: |
|
|||
|
|
•п.-ад |
|
(55) |
|
|
|
|
|
где іа и |
— соответственно конечная |
|
I |
|
и начальная энтальпия |
||||
|
пара при адиабатном сжатии его в компрессоре, |
|||
|
кдж/кг; |
индикаторная |
работа |
|
і і — фактическая удельная |
||||
|
компрессора, кдж/кг. |
|
! |
Ориентировочно адиабатный индикаторный к. п. д, поршне вых компрессоров ПКХУ может быть рассчитан [9] по формуле
лізд = К + |
(56) |
где Яп — коэффициент подогрева |
компрессора, определяемый |
по формуле (54); |
|
Іі— эмпирический коэффициент, равный для горизонталь ных компрессоров двойного действия 0,0020, для вер тикальных прямоточных компрессоров аммиачных 0,0010 и фреоновых 0,0025.
Полный к. и. д. компрессора представляет собой произве дение индикаторного и механического к. п. д. Механический к. п. д. учитывает потери энергии вследствие трения в подшип никах. кривошипно-шатунной группе и обычно [9] равен 0,85— 0,93. Механический к. ш д. зависит от режима работы ком-
31
прессора. Приведенные значения механического к. и. д. соот ветствуют паспортным режимам работы машин.
Мощность на валу компрессора может быть рассчитана по
формуле |
(«о — к) ■МК. |
ѵ |
N. |
(57) |
|
|
ЛД |
|
В установках для кондиционирования воздуха используются, ;Как правило, турбокомпрессоры без специального охлаждения
пара |
между |
ступенями |
|||
или |
внутри |
|
ступеней. |
||
Теоретический |
|
рабочий |
|||
процесс сжатия |
пара в |
||||
такой |
машине |
|
(при от |
||
сутствии |
сопротивлений |
||||
движению |
пара) |
пред |
|||
ставляет |
собой |
обрати |
|||
мый |
адиабатный |
про |
|||
цесс |
(s = const) |
(линия |
|||
/—2, |
рис. |
9). |
|
Удельная |
|
работа,затрачиваемая |
|||||
на получение |
1 кг |
сжа |
|||
того пара, |
в этом случае |
||||
(приращением |
|
кинетиче |
|||
ской энергии потока |
пара |
||||
в компрессоре пренебрегаем) определяется по формуле |
|
||||
/х = и — г\ |
|
|
|
|
(58) |
и будет эквивалентна площади 1—2—4—5—6. В реальной ма шине благодаря наличию сопротивлений в проточной части про исходит диссипация энергии потока и связанное с ней повыше ние энтропии пара. Условно реальный процесс сжатия пара в турбокомпрессоре может быть изображен линией 1—3. Площадь под линией 1—3 представляет собой работу, затрачиваемую на преодоление сопротивлений проточной части компрессора. Пол ная работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг пара, определится уравнением
I — і3— іI |
(59) |
и будет эквивалентна площади А—3—4—5—6—1—В. |
|
Обычно газодинамическое совершенство |
неохлаждаемого |
турбокомпрессора характеризуют так называемым внутренним (политропным) к. п. д., представляющим собой отношение ра боты сжатия (площадь 1—3—4—5—6) к полной работе, затра гиваемой в компрессоре (площадь А—3—4—5—6—1—В). Од нако при сжатии реальных газов (паров) определение этого коэффициента затруднено из-за невозможности использования характеристического уравнения идеального газа и базирую
32
щихся на нем формул для расчета работы. Применение урав нения состояния реального газа значительно усложняет расчет. Поэтому обычно совершенство парового турбокомпрессора .ха рактеризуется адиабатным к. п. д., представляющим собой от ношение теоретической (адиабатной) работы (площадь 1—2— 4—5—6) к полной работе, затрачиваемой в компрессоре:
Полный адиабатный к. п. д. компрессора
Лад,. - Л адк Л 01.Л м к , |
( 6 1 ) |
где г)ок — объемный к. п. д. компрессора, представляющий со
бой отношение массовых расходов воздуха в нагне тательном и всасывающем патрубках машины12;
т)мк— механический к. п. д. компрессора, представляющий
собой отношение мощности, переданной пару в ком прессоре, к мощности на его валу.
Степень повышения давления в одной ступени турбокомпрес сора ограничивается допустимой по условиям прочности и газо динамическим условиям течения газа окружной скоростью рабочего колеса. В настоящее время для используемых в ста ционарных компрессорных машинах материалов допустимая окружная скорость рабочего колеса составляет 300—350 м/сек. Газодинамические условия работы компрессорной ступени оп тимальны, если отношение скорости пара в потоке па выходе из рабочего колеса к скорости распространения звука не пре вышает определенного предела. Так как скорость распростра нения звука в газах зависит от их физических свойств, то и допустимая окружная скорость компрессорного колеса различна для разных хладагентов. Наибольшая окружная скорость по этому фактору допускается для хладагентов с малой молеку
лярной массой |
(для аммиака около 560 м/сек), наименьшая — |
|
для тяжелых |
хладагентов |
(Ф-12 около 200 м/сек). |
Высокая молекулярная |
масса фреонов и достаточно высокие |
допустимые окружные скорости колес при использовании этих агентов позволяют ограничиваться малым числом ступеней турбокомпрессоров. В установках для кондиционирования воз духа при использовании в качестве хладагента Ф-12 применя ются одноили двухступенчатые машины, в то время как при использовании аммиака в тех же условиях приходится приме нять семиступеичатый агрегат (перепад температур па одну ступень равен примерно 6°С).
1 Разница массовых расходов объясняется наличием расхода пара через разгрузочный поршень турбокомпрессора.
2 Ц ейтлин Ю . А . |
33 |
5.Реальный цикл ПКХУ
Вразделах 1 и 3 этой главы рассматривались теоретические
рабочие процессы в холодильных установках. Фактические процессы отличаются от них. Прежде всего отличаются от тео ретических реальные процессы сжатия пара в компрессорах (см. п. 4). Кроме того, в реальном цикле температуры испаре ния Тп и конденсации Тк хладагента отличаются от температур окружающей Т0 и охлаждаемой Г„.с сред, что приводит к не
обратимости процессов теплообмена |
в испарителе |
и конденса |
|||||||||
|
|
торе н снижению |
показа |
||||||||
|
|
|
телен |
|
работы |
ПКХУ.. |
|||||
|
|
|
Вследствие |
потерь |
дав |
||||||
|
|
ления |
|
в |
конденсаторе и |
||||||
|
|
|
испарителе |
давление |
в- |
||||||
|
|
|
этих |
аппаратах |
не |
оста |
|||||
|
|
|
ется постоянным, что так |
||||||||
|
|
|
же приводит к снижению- |
||||||||
|
|
|
эффективности |
работы |
|||||||
|
|
установки. |
Учитывая |
все |
|||||||
|
|
|
сказанное, |
|
реальный |
||||||
|
|
|
цикл |
ПІ\ХУ |
будет отли |
||||||
|
|
|
чаться |
от |
теоретиче |
||||||
|
|
|
ского |
|
(рис. 10). |
Идеаль |
|||||
|
|
|
ный |
|
цикл |
|
показан |
|
на |
||
|
|
|
рисунке пунктиром. |
Фак |
|||||||
Рис. Ю. Реальный цикл установки |
тическая |
удельная |
|
хо- |
|||||||
лодопропзводительность |
|||||||||||
|
|
||||||||||
щадью В—1—b—С И может |
быть |
цикла |
|
определится |
пло- |
||||||
|
рассчптана |
по |
формуле |
||||||||
% = Г,, As,, = і. |
- |
«V. |
|
|
|
|
|
(62) |
|||
где Asn=si—so— фактическое |
изменение энтропии |
хладагента |
|||||||||
в испарителе, кдж/кг-°К; |
|
|
|
хладагента |
|||||||
Г„м— средняя абсолютная |
температура |
в испарителе; і‘іэ и іів — эквивалентные энтальпии хладагента на входе
и выходе из испарителя, определяемые по зна чениям средней температуры (среднего дав ления) И ЭНТРОПИЙ S) И Sh.
Удельная работа, затрачиваемая в цикле (без учета меха нических и объемных потерь в компрессоре), определяется со гласно (59):
/ф =- і„ — t j . |
( 63) |
Эквивалентная этой работе площадь будет Л—а—3—4—5—1—В_ Таким образом, фактический холодильный коэффициент ре
альной ПКХУ определяется отношением
34 |
I |
\
хф |
'V - V |
r Ml,Asn |
|
(64) |
|
/ф |
|
|
|
|
Холодильный коэффициент зависит не только от совершен ства установки, но и от условий, в которых она работает, по этому лучше характеризовать эффективность работы ПКХУ ее полным к. п. д.
( Г „ — т 0С ) Г „ М Д 5 | ,
Л: |
(65) |
Т о.с 0 « |
— ' і ) |
Здесь, кроме принятых ранее обозначений, т]д — к. п. д. привод ного двигателя КПХУ.
Если потерями давления хладагента в испарителе можно
пренебречь, то .уравнение |
полного |
к. п. д. установки |
будет |
|
иметь следующий вид: |
|
|
|
|
Лх = |
( Т о |
- Т о.с ) ( h |
- ‘ b) ЛмкЛокЛд. |
( 66) |
Т о. с (‘ а — н )
Для эксплуатируемых ПКХУ полный к. п. д. может быть оп ределен по величине фактического удельного расхода энергии Э, равного отношению мощности, потребляемой двигателем уста новки из сети, к фактической холодильной мощности:
Л |
То - Т ол |
|
Т. |
(67) |
|
|
сЭ |
На величину к. п. д. ПКХУ в значительной мере влияет сте пень необратимости теплообмена в ее аппаратах, поэтому при ■одинаковой разности температур сред, обменивающихся теплом в испарителе и конденсаторе, к. п. д. установки будет тем ниже, чем меньше разность температур окружающей и охлаждаемой
■сред. Так, например, при заданных ^0 |
= 25°С, ^о.с= 0°С, |
t„= |
|
= —5°С, #к = 30°С, тПк= 0.9, 11мк= 0І95, |
т)„к =0,98, |
т)д= 0,92 |
уста, |
новка, работающая на фреоне 12 по |
основному |
циклу |
(см. |
рис. 4, б), имеет к. п. д. 35%. При г‘0.с = —20° С |
и ін = —25° С |
(все остальные величины такие же, как и в предыдущем слу чае) к. л. д. установки составит около 42%.
6. Конструкции основных элементов ПКХУ
Основными элементами ПКХУ являются компрессор, конден
сатор, |
испаритель и |
регулирующий (дроссельный) |
вентиль. |
|
П а р о в ы е к о м п р е с с о р ы х о л о д и л ь н ы х у с т а н о- |
||||
вок. |
В установках для кондиционирования |
воздуха в шахтах |
||
применяются одноступенчатые поршневые |
компрессоры: при |
|||
средней холодильной |
мощности — бескрейцкопфные |
быстроход- |
35
пыс компрессоры простого действия; при большой холодильной мощности — бескренцкопфныс простого действия и крейцкопф ные двойного действия. Преимущественное пріпмепение компрес соров простого действия в холодильных установках объясняется сложностью герметизации сальникового уплотнения движуще гося штока, а также увеличением массы движущихся частей при наличии штока и крейцкопфа.
В холодильных установках широко применяются прямоточ ные компрессоры, у которых всасывающие клапаны располо жены в поршне, а нагнетательные в крышке цилиндра. Через такой компрессор пар проходит в одном направлении. Прямо точные компрессоры имеют преимущества по сравнению с ком прессорами обычного типа: при всасывании пар меньше нагре вается. более свободно размещаются клапаны, что дает воз можность увеличить их проходное сечение. Однако в прямоточ ном компрессоре увеличивается масса движущихся частей, усложняется монтаж и демонтаж всасывающих клапанов, ис ключается возможность отжима всасывающих клапанов при пуске и для регулирования производительности.
В крупных холодильных установках широко применяются многоцилпндровые блок-картерные компрессоры, цилиндры и картер у которых представляют собой единый литой блок. Эти компрессоры имеют преимущества по сравнению с компрессо рами с отдельными цилиндрами, масса и габариты их значи тельно меньше. Таким компрессором является фреоновый восьмпцплиндровый одноступенчатый компрессор ФУУ-350, исполь зуемый в холодильном агрегате МФ-700. Компрессор ФУУ-350 прямоточный, блок-картерный, с веерообразным расположением цилиндра. Всасываемые пары хладагента поступают в блок-кар тер с торца через специальный фильтр (грязеуловитель). В ци линдр пар поступает через всасывающий клапан в поршне. На гнетаемый пар подается в общий коллектор. Насос для подачи масла расположен в нижней части картера. Скорость вращения вала компрессора 960 об/мин, объем, описываемый поршнями, составляет 28,2 м3/мнн. При /’„= +5°С и А =+35°С компрессо ром обеспечивается холодильная мощность 840 квт, установлен ная мощность электродвигателя 250 квт.
В установках большой производительности применяются ком прессоры оппозитного типа, обладающие хорошей уравновешен ностью и выполняемые с повышенной скоростью вращения вала (500 об/мин). К этому типу относятся крупные аммиачные ком прессоры АО-600 и АО-1200 с холодопроизводптелыюстью соот ветственно 700 квт (600 ккал/ч) и 1400 квт (1200 ккал/ч), ис пользуемые в холодильных установках на поверхности шахт.
Компрессор АО-600 обеспечивает при ^,= + 5 °С и /к= +35"С холодильную мощность 750 квт, мощность двигателя 320 квт, скорость вращения вала 500 об/мин, объем, описываемый порш нями, 26,5 м3/мин.
36
На рис. II показан аммиачный оппозитпый горизонталь ный компрессор АО-600, который состоит из цилиндров 1, на правляющих крейцкопфа 2, базы компрессора 3, агрегата маслосмазкн, состоящего из насоса 5 для подачи смазки в цилиндры и к крейцкопфам (лубрикатора), фильтра-холодильника масла 6, используемого для смазки механизма движения (кроме крейц копфа) и шестеренного насоса 7.
Выход8оды
О
Рис. 11. Компрессор АО-600:
а — обиши вид; б — продольный разрез цилиндра
37
В настоящее время выпускают унифицированные компрес сорные машины, пригодные для сжатия хладагентов различного типа (например, аммиака и фреона).
На рис. 12 показан продольный разрез фреонового двухсту пенчатого турбокомпрессора ТКФ-2-48 (ТК-2-1), используемого
Рис. 12. Фреоновый турбокомпрессор ТКФ-2-48
в холодильном агрегате ХТМ-248-4000, холодильная мощность которого при ^п=+5°С и гф=+35°С составляет 5500 квт.
Корпус компрессора 2 выполнен разъемным в горизонталь ной плоскости. Вал 1, на котором сидят рабочие колеса 9, опирается на два подшипника: опорный 5 и опорно-упорный 11. Пары фреона поступают во всасывающую камеру 10, а затем в первое рабочёе колесо. Направляющий аппарат <3, располо женный перед первой ступенью, служит для регулирования про изводительности агрегата. Внутри корпуса размещены так на зываемые диафрагмы 8, использующиеся для крепления непо движных элементов ступеней и являющиеся одной из стенок канала направляющего аппарата. Из второй ступени пар посту
28
пает в выходную улитку 4 и затем в нагнетательный трубо провод.
Осевое усилие, возникающее при работе компрессора, частич но уравновешивается разгрузочным поршнем 7, а частично воспринимается подшипником 11.
Перед вторым рабочим колесом имеется вход для пара из промежуточного сосуда— отделителя жидкости (см. рис. 7), необходимый для осуществления двухступенчатого дросселиро вания.
Компрессор имеет выносную систему смазки подшипников и сальника 6, уплотняющего выходной конец вала, схема смаз ки — циркуляционная. Для привода компрессора используется синхронный двигатель мощностью 1500 квт.
Турбокомпрессоры аммиачных установок обычно имеют боль шее число ступеней. Например, компрессор ТКА-735 холодиль ной машины АТКА-735, используемой в системах кондициони рования, имеет семь ступеней и регулирование производитель
ности их осуществляется дросселированием |
засасываемого |
пара. |
собой тепло |
К он де н с а т о р ы. »Конденсатор представляет |
обменный аппарат, в котором происходит отбор тепла от хлад агента охлаждающей средой. Средой, охлаждающей конден сатор, может быть воздух или вода. В шахтных условиях пз-::а значительной мощности применяемых холодильных установок используются конденсаторы только с водяным охлаждением. Конструктивно такие конденсаторы выполняются кожухотрубнымп (горизонтальными или вертикальными), кожухозмеевиковыми пли испарительными. Для крупных холодильных устано вок широко применяются горизонтальные кожухотрубные кон денсаторы (рис. 13). Конденсатор состоит из цилиндрического корпуса 10 с крышками 1 и 8, в котором размещается пучок труб 13. Трубы завальцованы в решетки 14, одна из которых закрепляется в корпусе жестко, а вторая может перемещаться вдоль оси корпуса. Пары хладагента из компрессора поступают в верхний патрубок 3 и заполняют междутрубное пространство. Конденсируясь на поверхности трубок, хладагент стекает в ниж нюю часть аппарата 11, откуда отводится через патрубок. Вода проходит по трубкам конденсатора. Специальными перегород ками в крышках пучок труб разделяется на секции, по которым течет вода. Конденсатор обычно снабжается предохранитель ным клапаном 4, клапаном 7 для спуска воздуха и указателем уровня 15, отводами 2, 5, б, 9, 12 для подсоединения измери тельных приборов, выпуска конденсата. Иногда на крупных аммиачных холодильных установках устанавливаются' верти кальные кожухотрубные конденсаторы, конструкции которых
аналогичны описанной, так |
что отличие |
горизонтального и |
вертикального конденсаторов |
состоит лишь |
в их расположе |
нии. |
|
|
39