книги из ГПНТБ / Добровольский А.П. Теплотехнические испытания судовых холодильных установок

в обратные циклы. Кроме того, степень обратимости действительных циклов зависит от ряда других факторов, вызванных реальными условиями работы холодильной машины (потерь на трение и т. д.).

Поскольку уравнения состояния холодильных агентов весьма сложны, обычно все расчеты и анализ циклов ведут с помощью тепло­ вых (термодинамических) диаграмм. Наиболее широко применяются две диаграммы, построенные для 1 кг холодильного агента: энтро­ пия — абсолютная температура (s, Т) и энтальпия — логарифм давления (і, lg р). Характер протекания отдельных процессов в этих диаграммах показан на рис. 3 и 4. На энтропийной диаграмме s, Т

количества подведенного или отведенного тепла представляются как площади, расположенные под линиями процессов, а работа цикла — как разность соответствующих площадей. На диаграмме нанесены линии постоянных энтальпий, что позволяет вычислять количества подведенного или отведенного тепла в изобарных процессах, а также тепла, эквивалентного работе компрессора при адиабатном сжатии (по разности энтальпий). В этом отношении более удобной является энтальпийная диаграмма i, lg р, где количёства подведенного и от­ веденного тепла в изобарных процессах и тепла, эквивалентного работе компрессора при адиабатном сжатии, представляются отрез­ ками на оси абсцисс.

§ 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

Теоретический цикл осуществляется с помощью четырех ос­ новных элементов холодильной машины: компрессора (КМ), конден­ сатора (КД), регулирующего клапана.(РК) и испарителя (И). В цикле паровой компрессорной холодильной машины происходит непрерыв­ ный переход холодильного агента из жидкого состояния в парооб­ разное, и наоборот. Процесс отвода тепла от охлаждаемого тела

7

протекает за счет теплоты парообразования жидкого холодильного агента, причем температура кипения t 0 зависит от давления р 0, которое будет поддерживаться над жидкостью в испарителе. Тем­ пература конденсации /к, а следовательно, и давление рк в конден­ саторе, зависит прежде всего от температуры среды, которой отдается тепло холодильного агента в процессе конденсации. В судовых хо­ лодильных машинах такой средой обычно служит забортная вода.

Теоретический цикл осуществляется с дополнительным охлажде­ нием (переохлаждением) жидкого холодильного агента перед регу­

Процесс адиабатного сжатия в компрессоре протекает в области перегретого пара (линия 1—2). Процесс в конденсаторе совершается при постоянном давлении (линия 2—3), причем на участке 2—2' отводится тепло перегрева, на участке 2 '~ 3 ' — тепло конденсации, а на участке 3'—3 — тепло переохлаждения. Процесс переохлажде­ ния для холодильных агентов с высокой критической температурой практически протекает по кривой, совпадающей с пограничной ли­ нией я = 0.

В регулирующем клапане происходит дросселирование при постоянной энтальпии (линия 3—4), причем часть жидкости превра­ щается в пар вследствие перехода работы трения в тепло. В испари­ теле происходит кипение холодильного агента (линия 4—1).

8

агент поступает в теплообменник с состоянием 3 и к регулирующему клапану — с состоянием 3'. Перегрев фреонового пара в газовых теплообменниках может быть весьма значительным, вследствие чего температура пара, выходящего из теплообменника, может превышать

Рис. 8. Схема холодильной машины с тепло* быть равно количеству тепла,

следовательно,

Qo ■ И — Ц = h’ — І4’

С переходом к сжатию в области перегретого пара возрастают внешние необратимые потери, связанные с увеличением перепада температур холодильного агента и охлаждающей воды. Вместе с тем в регенеративном цикле сокращаются внутренние необратимые по­ тери при дросселировании из-за дополнительного переохлаждения. Выбор степени регенерации'определяется свойствами холодильного агента и режимом работы холодильной машины.

10

Дополнительное Охлаждение жидкости в теплообменнике при­ водит к увеличению удельной холодопроизводительности цикла q0 на величину A.q0, а перегрев пара— к увеличению затрачиваемой работы AI на АAI.

Холодильный коэффициент цикла с регенерацией ер (цикл 1—2— 3'—4') можно выразить через холодильный коэффициент обычного

Регенерация целесообразна в случае, когда она приводит к уве­ личению холодильного коэффициента, т. е. когда соблюдается ус­ ловие

агентов только при сравнительно низких температурах кипения. Для некоторых холодильных агентов (например, фреона-12) регене­ рация приводит к увеличению значения холодильного коэффициента и при более высоких температурах кипения (в условиях одноступен­ чатого цикла).

Как показали исследования, проведенные во ВНИХИ с учетом практических коэффициентов компрессоров, в некоторых случаях целесообразно повышать температуру паров фреона-12 при выходе из теплообменника на 30—40° С.

§ 3. КОМПРЕССОР ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ

Работа компрессоров характеризуется производительностью и величиной затраченной мощности при определенной степени сжа­ тия (отношение конечного давления в компрессоре к начальному) и определенных температурах всасывания и нагнетания. Производи­ тельность компрессоров независимо от принципа их работы и вида сжимаемого вещества может быть весовой или объемной.

11

Весовой производительностью компрессора G, кг/ч, называется масса газа или пара, перемещенного из всасывающего трубопровода в нагнетательный за 1 ч.

Объемной производительностью компрессора V, м3/'ч, называется объем газа или пара, засасываемого из трубопровода за 1 ч. По­ скольку в компрессоре происходит изменение объема газа или пара, то объемную производительность определяют по параметрам засасы­ ваемого вещества в его состоянии перед всасывающим патрубком компрессора.

В идеальном компрессоре (работающем без потерь) величина объемной производительности совпадает с величиной часового объема Vh, описываемого поршнями компрессора. Часовой объем, м3/ч, составляет:

для компрессоров простого действия

Vh = 47,12tX>2Sn;

для компрессоров двойного действия

n = 47,12iD2S « ( 2 - - g - ) ,

один из термодинамических процессов, составляющих цикл холодиль­ ной машины — сжатие пара холодильного агента. Помимо этого компрессор содействует осуществлению двух других процессов: непрерывным отсасыванием пара он обеспечивает кипение холодиль­ ного агента в испарителе, а нагнетанием в конденсатор создает не­ обходимые условия для сжижения пара. Применительно к рассмо­ тренному выше циклу производительность компрессоров принято характеризовать эффектом охлаждения холодильной машины, т. е. количеством тепла, отводимого от охлаждаемой среды в течение 1 ч;

эту величину называют часовой холодопроизводительностью Q0,

ккал/ч.

Для определенного цикла работы холодильной машины нетрудно установить связь между холодопроизводительностьіо компрессора и его весовой и объемной производительностями. Количество засасы­ ваемого пара холодильного агента G, кг/ч, при холодопроизводитель­ ности компрессора и удельной весовой холодопроизводительности q0, ккал/кг, равен

G = — . Qo

Объем засасываемого пара V, м3/ч, при его удельном объеме ѵг, м3/кг, соответствующем состоянию холодильного агента во всасы­ вающем патрубке компрессора, найдем по формуле

V = G v v

12

Таким образом, можно написать следующее равенство:

Qo = Gq0 z= -~q0 =,Vqv.

Величину qv = q j v ^ ккал/м3, называют удельной объемной холодопроизводительностью (количество получаемого холода, при­ ходящегося на 1 м3 засасываемого компрессором пара). Эта величина удобна для расчетов и при обработке результатов испытаний может быть вычислена или взята из таблиц.

Теоретическая производительность компрессора GTeop, кг/ч, мо­ жет быть определена из следующего соотношения:

G'-'теор = ^ >

а теоретическая холодопроизводительность, ккал/ч,— по формуле

^ ° т е о р ^ т е о р ^ о V hQv

Теоретическая мощность Na, квт, затрачиваемая в компрессоре

Экономичность работы компрессора холодильной машины КФ ккал/(квт-ч), обычно оценивают по удельной холодопроизводитель­ ности 1 квт-ч, т. е. по холодопроизводительности, отнесенной к еди­ нице затрачиваемой в компрессоре мощности,

Действительная работа компрессора больше теоретической вслед­ ствие того, что действительный процесс сопровождается рядом по­ терь, вызываемых наличием вредного пространства, теплообменом между паром и стенками цилиндра, сопротивлением в клапанах, трением и другими причинами. В компрессорах различают объемные и энергетические потери.

При проведении практических расчетов и испытаний обычно определяют удельную холодопроизводительность 1 квт-ч, отнесен­ ную к индикаторной, а чаще к эффективной мощности, затрачивае­ мой на валу компрессора.

Объемные потери. Суммарные объемные потери, вызывающие уменьшение производительности, учитывает коэффициент подачи компрессора Я, который может быть^ выражен различными отноше­ ниями:

а) действительной объемной производительности V к теоретиче­ ской объемной производительности Vh (объему, описываемому порш­ нями)

13

потери стремятся определить путем анализа составляющих этих потерь и оценки их значений, чтобы получить приближенные зависи­ мости для расчета вновь проектируемых компрессоров.

Все объемные потери в компрессоре можно подразделить на по­ тери, видимые на индикаторной диаграмме, и потери (скрытые), которые не могут быть определены по этой диаграмме. Таким образом, коэффициент подачи условно может быть выражен произведением двух частных коэффициентов

X — ^Яскр>

где величину Х( можно определить по индикаторной диаграмме, снятой при испытании. Второй коэффициент Хскр оценивает скрытые потери и условно определяется при расчетах и испытаниях как до­ полнение до значения коэффициента подачи.

Потери, видимые на индикаторной диаграмме (рис. 11), вызваны наличием вредного пространства (мертвого объема) и сопротивле­ нием на всасывающей стороне компрессора (в подводящих каналах и

14

клапанах). Под вредным пространством понимается объем между крышкой цилиндра и поршнем при крайнем положении поршня, включая объем отверстий и различных выточек, обращенных к рабо­ чей полости цилиндра. При расчетах оперируют значением так на­ зываемой относительной величины вредного пространства

Если разделить числитель и знаменатель этого выражения на площадь поршня F, то относительную величину вредного простран­

странства;

S — ход поршня.

Значение величины С колеблется в пределах от 1,5—2 до 6—7% и зависит от типа и производительности компрессора; с увеличением размеров цилиндра компрессора относительная величина вредного пространства уменьшается.

Во вредном пространстве остается некоторое количество сжатого пара холодильного агента, который в начале хода всасывания рас­ ширяется в цилиндре и задерживает открытие всасывающего кла­ пана, вследствие чего производительность компрессора уменьшается. Точка 4 соответствует моменту открытия всасывающего клапана и характеризует начальное состояние пара, поступающего в ком­ прессор. Процесс всасывания изображен линией 4—1, расположен­ ной ниже линии, соответствующей давлению рвс на величину Арвс. Точка / соответствует моменту закрытия всасывающего клапана, процесс сжатия представлен политропой 1—2. Точка 2 соответствует моменту открытия нагнетательного клапана и характеризует со­ стояние пара в конце сжатия. Процесс нагнетания изображен ли­ нией 2—3, которая лежит выше линии, соответствующей рн на ве­ личину Дрн. Значения величин АрвС и Арн зависят от гидравлических сопротивлений в каналах и клапанах на соответствующей стороне компрессора. Точка 3 соответствует моменту закрытия нагнетатель­ ного клапана, процесс обратного расширения представлен политро­ пой 3—4.

Отрезок S на рис. 11 пропорционален рабочему объему цилин­ дра Ѵ0 п, отрезок S v — объему вредного пространства Ѵ0, а от­ резки Сх и С2пропорциональны видимым на индикаторной диаграмме объемным потерям. Потери, возникающие вследствие расширения пара во вредном пространстве, характеризуются отрезком Сх. Длина этого отрезка зависит от объема вредного пространства, величины

15

отношения p J p BC и показателя политропы расширения. Эти потери учитывают объемным коэффициентом кс:

Объемный коэффициент является одним из наиболее важных ко­ эффициентов компрессора, так как он в значительной степени опре­ деляет величину коэффициента подачи. Приближенное значение может быть определено расчетным путем. Так как линия обратного расширения в начале процесса идет достаточно круто, без большой погрешности можно принять равенство объемов Ѵу = Ѵ% = ѴѴ

Поскольку Хс зависит от отношения объема в точке 4' к объему в точке 3, отношение этих объемов с учетом сделанного допущения можно представить как отношение соответствующих отрезков:

ѵг ___ S 0+ S - S t

И, 50

Так как

то

Отношение объемов при известной величине показателя поли­ тропы обратного расширения п может быть заменено отношением

-давлений

1

Ии

То

следовательно,

1

— С

Для аммиачных компрессоров значение показателя политропы принимают равным 1,1, для фреоновых при всасывании перегретого пара— равным 1.

Потери, возникающие вследствие дросселирования пара при всасывании, характеризуются отрезком С2. Длина этого отрезка зависит от величины сопротивления Арвс на всасывающей стороне компрессора. Эти потери учитывают коэффициентом дросселирования

Коэффициент дросселирования в правильно рассчитанных и хорошо выполненных компрессорах приближается к единице, так как в конце хода всасывания скорость поршня, а следовательно,

16