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

и скорость засасываемого пара, уменьшаются и приближаются к нулю.

Суммарные потери, видимые на индикаторной диаграмме, могут быть учтены произведением коэффициентов Хс и Ядр:

— \Лдр-

На величину Хдр косвенное влияние оказывает депрессия при нагнетании, так как от величины Лри в известной степени зависит по­ ложение точки 4 и, следовательно, длина линии S lt которая будет уменьшаться с возрастанием сопротивлений при нагнетании.

Величина с учетом потерь, возникающих вследствие обратного расширения и потерь при всасывании и нагнетании, может быть определена по формуле

На значения Дрвс и Дрн в основном влияет депрессия в клапанах компрессоров, которая зависит от проходного сечения и типа клапа­ нов, частоты вращения компрессора и вязкости пара. Величина депрессии в клапанах лежит в пределах 0,05—0,1 кгс/см2.

При вычислении А,г компрессора судовой холодильной машины, у которой длина всасывающих и нагнетательных трубопроводов сравнительно невелика, можно с достаточной степенью точности принять рвс = р о, Рн = рк.

Скрытые потери (не видимые явно на индикаторной диаграмме) появляются в результате теплообмена и утечки холодильного агента через неплотности. Потери вследствие теплообмена вызваны следу­ ющими причинами. В процессе сжатия температура пара повышается и часть тепла, эквивалентного работе сжатия, передается стенкам цилиндра, его крышке, поршню и клапанам. В результате темпе­ ратура этих деталей становится намного выше температуры заса­ сываемого пара. В процессе всасывания часть этого тепла передается, поступающему в цилиндр пару, повышая его температуру, что при­ водит к увеличению удельного объема, а следовательно, к уменьше­ нию весового количества холодильного агента, поступившего в ком­ прессор. Относительное уменьшение веса холодильного агента в цилиндре вследствие теплообмена учитывают коэффициентом подогрева kw. Этот коэффициент пропорционален отношению удель­ ных объемов пара холодильного агента в начале и конце всасывания. При опытном определении Кш необходимо знать температуры пара в начале и конце процесса всасывания, но измерение этих температур затруднительно. Вследствие этого значение Xw при испытаниях и расчетах устанавливают как первое дополнение к величине К[ до значения коэффициента подачи. Попутно следует заметить, что тем­ пература пара, поступающего в компрессор, повышается также от смешения с паром, оставшимся во вредном пространстве, количество которого, однако, невелико; кроме того, температура в конце расши­ рения зависит от характера процесса расширения, который опреде-

ляет значение Кс. Поэтому при оценке Kw подогревом засасываемого пара при смешении пренебрегают.

Потери, возникающие вследствие протечек холодильного агента через неплотности в поршневых кольцах, клапанах и сальниках, снижающие производительность компрессора, учитывают коэффи­ циентом плотности А,пл. В хорошо выполненных компрессорах при наступлении значительного износа снижение производительности от неплотностей составляет лишь несколько процентов, и коэффициент плотности может быть принят равным 0,96—0,98. В дальнейшем будет показано, что при испытании компрессоров наличие протечек может быть установлено по индикаторным диаграммам сопоставле­ нием их с диаграммами нормально работающих компрессоров.

Суммарные скрытые потери, появляющиеся в результате тепло­ обмена и протечек, могут быть выражены произведением двух част­ ных коэффициентов:

^скр ^ггЛпл-

Энергетические потери в компрессоре. В поршневых компрессо­ рах различают два вида энергетических потерь: индикаторные и потери на трение, в результате которых мощность, подводимая к валу компрессора, увеличивается по сравнению с теоретической мощностью, затрачиваемой в его цилиндре.

Индикаторные потери обусловлены гидравлическими сопротив­ лениями во .всасывающих и нагнетательных клапанах и теплообме­ ном в цилиндре компрессора. На величине индикаторных потерь особенно сильно сказывается теплообмен при сжатии, вызывающий отклонение действительного процесса сжатия от адиабатного. Меньше сказываются на величине этих потерь влияние вредного пространства и теплообмен при обратном расширении.

Индикаторные потери оценивают индикаторным к. п. д., пред­ ставляющим собой отношение теоретической (адиабатной) мощ­ ности Na и индикаторной мощности N p которая соответствует пло­ щади индикаторной диаграммы:

Потери на трение в движущихся частях компрессора (коренных и шатунных подшипниках, пальце, сальнике штока или вала и т. д.) оценивают механическим к. п. д., который определяется отношением индикаторной мощности N к эффективной мощности Ne, затрачи­ ваемой на валу компрессора:

N[

Цм Ne ■

Мощность, подведенная к валу компрессора, может быть пред­ ставлена суммой индикаторной мощности М,- и мощности, расходуе­ мой на трение Мтр:

N е — N( -\-N тр.

18

на рис. 12, а циклы холодильной машины, работающей по этой схеме, можно видеть на рис. 13 и 14.

Охлаждение пара холодильного агента после сжатия в сту­ пени низкого давления (СНД) осуществляется в промежуточном холодильнике (П Х ) путем отдачи тепла забортной воде. Такое охла­ ждение (линия 2—3) называется неполным, так как пар при вы­ ходе из П Х и входе в ступень высокого давления (СВД) находится в перегретом состоянии. Количество холодильного агента, кг/ч, проходящего через ступени низкого и высокого давлений и через остальные элементы холодильной машины, одинаковы:

Соответственно объем пара, м3/ч, поступающего в СНД и СВД, определится по формулам

Ѵн.д = Gvi и К , д = Gv3.

Суммарная работа в обеих ступенях вследствие промежуточного охлаждения забортной водой меньше работы одноступенчатого компрессора на величину, пропорциональную площади 2—4'—4— 3

(рис. 13).

Благодаря экономии в работе холодильный коэффициент рассма­ триваемой машины будет больше, чем холодильный коэффициент одноступенчатой, работающей в тех же пределах температур кипения и конденсации:

g ________ С — h_____ _

( ( 2 l l ) + ( l 4 h )

При работе двухступенчатых холодильных машин по схеме двухступенчатого сжатия с двойным регулированием в отдельных элементах машин циркулируют различные количества холодильного агента. Это вызвано в первую очередь отбором пара, образующегося при первом дросселировании жидкости, который'сжимается только в СВД от промежуточного давления р0і до давления конденсации рк. Промежуточный отбор в этом случае дает известные энергетические преимущества вследствие уменьшения работы СНД. Двойное дрос­ селирование приводит к увеличению удельной холодопроизводи­ тельности q0 в результате уменьшения дроссельных потерь.

Двухступенчатое сжатие с двойным регулированием и неполным промежуточным охлаждением показано на рис. 15, 16 и 17.

Переохлажденный жидкий холодильный агент после конденсатора в количестве G кг/ч проходит первый регулирующий клапан (РК1), в котором дросселируется от состояния 5 до состояния 5', в резуль­ тате чего в промежуточном сосуде (ПС) образуется xG кг/ч пара состояния 3 и (1 — х) G кг/ч жидкости состояния 6. После этого жидкость направляется во второй регулирующий клапан (РК2), в котором дросселируется до состояния 6', и затем кипит в испарителе (линия 6'—/). Полученный пар сжимается в СНД от состояния 1 до состояния 2, после чего охлаждается забортной водой в ПХ до

20

Рис. 12. Схема двух­ ступенчатого сжа­ тия с одним регули­ рованием и непол­ ным промежуточ­ ным охлаждением.

Рис. 13. Цикл двухсту­ пенчатого сжатия с одним регулированием и непол­ ным промежуточным ох­ лаждением в диаграмме

s, Т.

Рис. 14. Цикл двухступенча­ того сжатия с одним регули­ рованием и неполным проме­ жуточным охлаждением в диаграмме i, lg р.

21

Рис. 15. Схема двух­ ступенчатого сжатия с двойным регулиро­ ванием и неполным промежуточным охла­

ждением.

PH2

Рис. 16. Цикл двухступен­ чатого сжатия с двойным регулированием и непол­ ным промежуточным охла­ ждением в ' диаграмме

s, Т.

Цр

Рис. 17. Цикл двух­ ступенчатого « сжатия с двойным регулирова­ нием и неполным про­ межуточным охлажде­ нием в диаграмме і,

lg Р-

22

состояния 3' (неполное охлаждение) и далее поступает в СВД, где должен был бы сжиматься по линии 3'—4'. Одновременно в СВД из промежуточного сосуда поступает пар состояния 3 в количестве xG кг/ч, который должен был бы сжиматься по линии 3—4.

Вследствие смешения перед СВД пара состояния 3 с паром со­ стояния 3' процесс сжатия пойдет по линии 3"—4 ". Из СВД перегре­ тый пар в количестве G кг/ч поступает вновь в конденсатор. Отметим, что смешение пара перед СВД с точки зрения затраты работы по сравнению с раздельным сжатием никаких изменений не вносит. Таким образом, можно написать

(1 — х) G (і4 - — г’з') -(- xG (ц — /з) = G (ц» —■іѴ).

С учетом холодопроизводительности при заданном температур­ ном режиме количество холодильного агента, проходящего через испаритель и СНД, равно

Состояние холодильного агента перед сжатием в СВД определяют

Двухступенчатое сжатие с двойным регулированием и полным промежуточным охлаждением показано на рис, 18, 19 и 20. Как и в предыдущем случае, только часть насыщенной жидкости состоя­ ния 6 через РК2 направляется в испаритель, другая часть в коли­ честве G' кг/ч расходуется в промежуточном сосуде на полное проме­ жуточное охлаждение перегретого пара, поступившего из СНД, от состояния 2 до состояния 3.

Таким образом, можно написать

( 1 - * ) G = Gh. a + G\

Количество холодильного агента, кг/ч, проходящего через испа­ ритель и СНД, составляет

23

Рис. 18. Схема двух­ ступенчатого сжатия с двойным регулиро­ ванием и полным про­ межуточным охлажде­

нием.

Рис. 19. Цикл двухсту­ пенчатого сжатия с двой­ ным регулированием и полным промеж уточным охлаждением в диаграмме

s, Т .

Рис. 20. Цикл двухсту­ пенчатого сжатия с двой­ ным регулированием и полным промежуточным охлаждением в диаграмме

*. lg Р-

24

Исходя из того, что полное промежуточное охлаждение осуще­ ствляется за счет теплоты парообразования жидкости, G' может быть найдено из равенства

^н. д ( 1 2 гз) = G (іа— ге)>

откуда

Полное количество холодильного агента, кг/ч, проходящего через конденсатор и сжимаемого в СВД, равно

Холодильный коэффициент рассмотренного цикла

^н. д 6*2 *і) Т~ Ов. д 6*4 — <*з)

Двухступенчатое сжатие с двойным регулированием и проме­ жуточным сосудом с теплообменником показано на рис. 21, 22 и 23. В последние годы на судах стали широко применять такую схему двухступенчатого сжатия. Основной поток жидкости перед поступле­ нием в испаритель дросселируется только в РК2 (линия 6"—6'), причем перед дросселированием жидкость дополнительно переохла­ ждается (линия 5—6") в результате испарения жидкости, поступа­ ющей в промежуточный сосуд через РК1- В идеальном случае, когда разность температур на выходе из теплообменника мала (температура в точке 6" равна температуре /0і), эта схема термодинамически тождественна схеме, показанной на рис. 18. В действительных усло­ виях имеет место разность температур в теплообменнике, и чем она больше, тем схема с теплообменником термодинамически менее со­ вершенна вследствие необратимых потерь при теплообмене. Практи­ чески температура жидкого холодильного агента, выходящего из теплообменника, выше температуры кипения в промежуточном со­ суде на 3—4° С.

В отличие от предыдущей схемы в материальный баланс данной схемы вместо величины xG входит количество пара, кг/ч, образо­ вавшегося в промежуточном сосуде при теплообмене:

Во всех схемах двухступенчатого сжатия часовые объемы, м3/ч, описываемые поршнями (С Н Д — Vh и С В Д — Ѵн ), находят по количествам пара, поступающего в каждую ступень с учетом удельного объема пара и коэффициентов подачи, соответствующих каждой ступени. Так, в схемах с полным промежуточным охлаждением

25

? 1

26