![](/user_photo/_userpic.png)
8420
.pdf![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn171x1.jpg)
170
S - ход поршня, м.
Объемная производительность теоретического компрессора равна секунд- ному объему, описанному поршнем:
V км = Vц × n . |
(6.2) |
В компрессоре двойного действия со штоком диаметром d объемная про- изводительность равна:
V |
|
= |
π |
× D2 |
× S × z × n × ( 2 - |
d 2 |
). |
(6.3) |
|
|
Dц2 |
||||||
|
км |
|
4 |
ц |
|
|
|
Массовая производительность теоретического компрессора, то есть масса газа, перемещаемого в секунду из всасывающего трубопровода в нагнетатель- ный:
G а.т = Vкм × γ . |
(6.4) |
Мощность, подводимая к теоретическому компрессору, равна его внут- ренней (или теоретической) индикаторной мощности:
N |
iт |
= ( i |
2км |
- i |
) × |
Vкм |
. |
(6.5) |
|
||||||||
|
|
1км |
V1км |
|
||||
|
|
|
|
|
|
Мощность можно определить и по индикаторной диаграмме теоретиче- ского компрессора (рис. 6.1,а):
Рис. 6.1. Индикаторная диаграмма поршневого компрессора: a − теоретическо- го; piт − среднеиндикаторное давление; б − действительного; пунктиром показана
линия расширения с постоянным показателем “т”, штрихпунктиром − линия сжатия при S=const
171 |
|
Niт = piт ×Vкм , |
(6.6) |
- среднее индикаторное давление.
Под средним индикаторным давлением понимают условное постоянное давление, определяемое следующим образом: если мощность, обусловленная силой, равной произведению площади поршня на разность межу некоторым постоянным давлением и давлением всасывания, совпадает с мощностью тео- ретического компрессора, то это постоянное давление и является средним ин- дикаторным.
Для определения величины piт на индикаторной диаграмме (рис. 6.1,а)
строят прямоугольник 1-2’-3’-4, площадь которого равна площади индикатор- ной диаграммы 1-2-3-4. Кроме того, величину piт можно подсчитать по фор-
мулам:
|
K |
|
|
|
é |
|
р |
|
|
|
ö |
|
K |
|
- 1 |
ù |
|
|
v |
|
|
æ |
|
2 |
|
|
v |
|
|
||||||
рiт = |
|
|
× p1 |
ç |
|
|
|
÷ |
× |
|
|
- 1ú |
(6.7) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Kv |
- 1 |
× êç |
|
р1 |
÷ |
|
Kv |
||||||||||
|
|
ëè |
|
ø |
|
|
û |
|
|||||||||
или |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
рiт = |
i2 − i1 |
. |
|
|
|
|
|
|
(6.8) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
V1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Холодопроизводительность теоретического компрессора: |
|
||||||||||||||||
|
Qо = Gа.т × qо , |
|
|
|
|
|
|
(6.9) |
где qо – холодопроизводительность 1 кг пара в заданном цикле холодильной машины.
Холодильный коэффициент теоретического компрессора ε = Qо / Niт ра-
вен теоретическому холодильному коэффициенту холодильной машины.
Действительный компрессор.
Реальные процессы, протекающие в действительном компрессоре, отли- чаются от процессов теоретического компрессора. Основные отличия, в ре-
зультате которых снижается производительность и ухудшаются энергетические
172
характеристики, состоят в следующем.
1.В цилиндре имеется мертвый объем, образованный зазором между поршнем, находящимся в в.м.т., и клапанной доской. При обратном ходе поршня сжатый газ, находящийся в мертвом объеме, расширяется. Вследствие этого объем газа, вновь всасываемого в цилиндр, оказывается меньшим, чем в теоретическом компрессоре.
2.Процессы сжатия газа в цилиндре и обратного расширения из мертвого пространства происходят при теплообмене со стенками, в результате чего по- казатели политроп сжатия и расширения оказываются переменными величина- ми.
3.При работе компрессора имеет место перетекание газа через зазоры ме- жду поршнем и цилиндром, а также через возможные неплотности в клапанах.
4.Иногда во всасываемом паре содержатся капельки жидкого холодильно- го агента (влажный ход). Объем пара, образующегося в цилиндре при испаре- нии этих капелек, особенно существенно снижает производительность.
5.Во всасывающих и нагнетательных каналах и клапанах имеются потери давления − депрессия.
6.В компрессоре расходуется дополнительная энергия на преодоление сил трения в механизме движения, а также на привод масляного насоса.
При расчете действительного компрессора влияние перечисленных осо- бенностей на его работу учитывают при помощи ряда специальных коэффици- ентов.
Коэффициент подачи (коэффициент наполнения) λ характеризует отличие производительности действительного компрессора от производительности тео- ретического в целом:
λ = Gа / Gа.т . |
(6.10) |
Коэффициент подачи обычно представляют в виде произведения: |
|
λ = λc × λдр × λw × λпл × λп , |
(6.11) |
где каждый из сомножителей характеризует влияние на производительность
173
соответствующих факторов, связанных с отличием действительных процессов от теоретических. Рассмотрим каждый из коэффициентов.
Объемный коэффициент λс зависит от объема мертвого пространства Vм ,
отношения давлений нагнетания и всасывания π = р2км / р1км и показателя политропы обратного расширения m. Процесс обратного расширения показан на индикаторной диаграмме (рис. 6.1,б) (3-4 - пунктирная линия - теоретиче-
ская с m=const, сплошная - действительная с m = var). Объемный коэффициент можно определить по формуле:
λ = 1 - с ×(π 1 / m - 1) , |
(6.11) |
с |
|
где с =V м / Vц - относительное мертвое пространство. |
|
Для увеличения коэффициента λc стремятся уменьшить |
мертвое про- |
странство, которое в большинстве компрессоров составляет 3…5%, а в специ-
альных конструкциях - 1,5…2%
Коэффициент дросселирования qдр в компрессорах с правильно сконст-
руированным всасывающим клапаном имеет значение 0,95…1,0. При расчете вновь проектируемого компрессора обычно принимают λдр =1,0. Дроссельные потери в клапанах сравнительно мало влияют на производительность, но со- ставляют значительную долю в энергетических потерях поршневого компрес- сора.
Коэффициент подогрева λw можно представить в виде произведения двух коэффициентов:λw = λwk × λwц , где λwk - коэффициент подогрева во всасы-
вающем тракте (от патрубка до клапана); λwц - коэффициент подогрева в ци-
линдре. Величины λw , λwк и λwц в зависимости от отношений давлений π приведены на рисунке 6.2.
При увеличении значения π возрастает температура пара в конце сжатия, что и обусловливает более высокий нагрев всасываемого пара от стенок ци- линдра и поршня. Значение λw у компрессоров со встроенными электродвига-
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn175x1.jpg)
174
Рис. 6.2. Влияние подогрева всасываемого пара на производительность компрес- сора: с внешним приводом (сплошные линии); со встроенным приводом (пунктир)
телями существенно меньше, чем у компрессоров с внешним электроприводом, так как нагрев всасываемого пара происходит не только за счет теплоты, выде- ляемой электродвигателем в количестве Qэл.дв = N э × (1 - ηэл.дв ), но и за счет теплопритока к двигателю со стороны компрессора.
Коэффициент
|
плотности λпл характе- |
|
ризует потери произво- |
|
дительности из-за пере- |
|
текания газа через зазор |
|
поршень-цилиндр. За- |
|
висимость λпл = f (π ) |
Рис. 6.3. Коэффициент плотности λпл = f (π ) |
для компрессора с |
поршневыми кольцами показана на рисунке 6.3 |
|
В компрессорах без поршневых колец λпл |
может быть ниже. С увеличе- |
нием частоты вращения коэффициент λпл возрастает.
Коэффициент прочих потерь λп учитывает потери производительности,
которые, не являясь органически неизбежными, на практике иногда оказывают
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn176x1.jpg)
175
существенное влияние на величину коэффициента наполнения.
Это происходит, когда имеют место те или иные от- клонения от нормальной рабо- ты компрессора (неплотное
или несвоевременное закрытие клапанов и другое). При нор-
мальной работе компрессора должно выполняться условие:
λп = λс × λдр λ× λw × λпл » 1 (6.12)
Рис. 6.4. Коэффициент подачи λ = f (π ) и
λ= f ( tо ) с относительным мертвым объемом
с= 4,5% при работе на R717(сплошные линии) и
на R22 (пунктир)
кипения) представлены на рисунке 6.4.
что свидетельствует о пра- вильности определения ос- тальных составляющих коэф- фициента подачи. Типичные зависимости коэффициента λ от различных факторов (отно- шение давлений, температура
6.1.3. Некоторые особенности расчета холодильных компрессоров Холодопроизводительность действительных компрессоров равна:
Qо = Gа × qо = λ × Gа.т × qо = λ × |
Vкм |
× qо , |
(6.13) |
|
Vвс |
||||
|
|
|
где qо - холодопроизводительность 1 кг холодильного агента.
На рисунке 6.5 показаны три варианта циклов и для каждого из них приве- дена величина qо , как разность удельных энтальпий в соответствующих точках сравнительного цикла холодильной машины.
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn177x1.jpg)
176
Внутренний или индикаторный кпд выражает отношение работы, затрачи- ваемой на сжатие 1 кг пара в теоретическом и действительном компрессорах ηi = lт / lд .
Величина ηi < 1 из-за энергетических по-
терь в клапанах, от подогрева пара, перете- кания и др.
Мощность действительного компрес- сора составляет:
|
|
|
Ni = pi |
×Vкм , |
|
(6.14) |
|
Рис. 6.5. Удельная холодопро- |
где pi − среднее индикаторное давление, |
||||||
изводительность qо сравнитель- |
|||||||
|
|
|
|
||||
ных циклов: а − циклы без переох- |
определяемое по индикаторной диаграмме |
||||||
лаждения жидкости ( qо1 − без пе- |
аналогично тому, как это описано для тео- |
||||||
регрева в испарителе, qо2 − с пе- |
ретического компрессора. |
|
|
||||
регревом); б − циклы с переохлаж- |
|
|
|||||
дением жидкости внешним источ- |
Отношение |
ρi = pi piт |
называется |
||||
ником ( qо3 − без перегрева в испа- |
коэффициентом индикаторного |
давления |
|||||
рителе, qо4 − с перегревом); в − |
|||||||
регенеративные циклы ( qо5 − без |
( рiт − теоретическое среднеиндикаторное |
||||||
переохлаждения жидкости внеш- |
давление). При известных p и |
ρi |
индика- |
||||
ним источником, qо6 − с переох- |
|||||||
лаждением) |
торный кпд равен: |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
||
ηi = |
λ |
= βн × βвс × β рш × βсж × βω × βпл , |
|
(6.15) |
|||
|
|
||||||
|
ρi |
|
|
|
|
где βн , βвс − коэффициенты, учитывающие потери от депрессий в нагнета-
тельных и во всасывающих клапанах, соответственно;
βрш − коэффициент расширения;
βсж − коэффициент сжатия;
βω − коэффициент подогрева ( βω ≈ λw);
βпл − коэффициент плотности ( βпл ≈ λпл ).
На рисунке 6.6 представлены характерные значения коэффициента ηi для
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn178x1.jpg)
177 |
|
|
|
|
современных холодильных компрессоров. |
|
|
|
|
|
Кроме мощности, расхо- |
|||
|
дуемой |
непосредственно |
на |
|
|
сжатие пара, при работе ком- |
|||
|
прессора мощность также рас- |
|||
|
ходуется |
на преодоление |
сил |
|
Рис. 6.6. Величины коэффициента ηi : 1 − |
трения ( Nтр ). Эта мощность |
|||
(в нее включается и затраты на |
||||
при работе на R717 (штрихпунктир); 2 − на R22 |
||||
|
|
|
||
(сплошная линия); 3 − компрессоры со встроен- привод масляного насоса) |
су- |
|||
ным двигателем R (пунктирная линия) |
щественно зависит от вязкости |
|||
|
масла и, следовательно, от температуры масла в картере.
Большая доля Nтр (50…60%) приходится на работу поршневых колец.
Суммируя мощности, расходуемые на сжатие пара и на преодоление сил трения, имеем мощность на валу компрессора (эффективную мощность):
Ne = Ni + Nтр . |
(6.16) |
Потери, связанные с трением, при расчетах часто учитывают механиче- ским кпд:
ηм = |
Ni |
= |
Ni |
|
. |
(6.17) |
|
Ni + |
|
||||
|
Ne |
Ne |
|
Эффективный кпд учитывает одновременно индикаторные и механические потери:
ηe = ηi ×η м = |
Nт |
= |
ε e |
, |
(6.18) |
|
Ne |
ε т |
|||||
|
|
|
|
а энергетический кпд и потери в электродвигателе:
ηэ =ηе ×ηэл.дв = |
Nт |
= |
ε э |
, |
(6.19) |
|
N э |
ε т |
|||||
|
|
|
|
где Nэ - мощность на клеммах электродвигателя.
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn179x1.jpg)
178 |
|
|
|
|
|
|
На рисунке 6.7 представлены |
||||
|
типичные графики ηi ,ηe ,ηэ и ηм |
||||
|
для холодильных компрессоров |
со |
|||
|
встроенным |
электродвигателем |
и |
||
|
внешним приводом. |
|
|
||
|
6.1.4. Конструкции и характеристи- |
||||
|
ки компрессоров |
|
|
||
|
Крупные компрессоры |
|
|
||
|
Крупные |
компрессоры |
(Qо > |
||
|
120 кВт) выполняют крейцкопфны- |
||||
|
ми двойного действия (рис. 6.8) и |
||||
|
бескрейцкопфные простого |
дейст- |
|||
|
вия (рис. 6.9). И те и другие ком- |
||||
|
прессоры изготавливают с различ- |
||||
Рис. 6.7. Зависимости ηi ,ηe ,ηэ и ηм |
ным количеством цилиндров, с та- |
||||
от π для компрессоров с приводом от |
ким расположением цилиндров |
и |
|||
встроенного и внешнего электродвигателя |
|||||
(R22 − сплошная линия, R17 − пунктир): а − |
такими схемами коленчатых валов, |
||||
со встроенным электродвигателем; б − с |
которые позволяют компенсировать |
||||
внешним приводом ηм для R22 и аммиака |
|||||
силы инерции и моменты этих сил, |
|||||
одинаковы |
возникающие от масс деталей, совершающие возвратно-поступательные дви- жения.
Приводом крейцкопфных компрессоров служат синхронные электродви- гатели, ротор которых насаживают консольно на конец коленчатого вала.
Средние компрессоры
Средние компрессоры (Qо =12...120 кВт) выпускают, как правило, непря-
моточными, только бескрейцкопфными с частотой вращения до 24 с−1. Конст-
руктивные решения основных узлов и деталей средних компрессоров мало
![](/html/65386/175/html_IzsqUidJec.zDqu/htmlconvd-baAnfn180x1.jpg)
179
Рис. 6.8. Крейцкопфный аммиачный одноступенчатый компрессор двойного дей-
ствия АО 1200 холодопроизводительностью 1400 кВт, n=8,33 сек −1: 1 − рама; 2 − фонарь крейцкопфа; 3 − цилиндр; 4 − поршень; 5 − клапаны; 6 − шток; 7 − сальник; 8 − крейцкопф; 9 − палец; 10 − шатун; 11 − коленчатый вал; 12 − коренные подшипни- ки; 13 − электродвигатель
отличаются от используемых в крупных компрессорах, используют те же холо- дильные агенты.