04-Компрессоры
.pdfРАЗДЕЛ 1 ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ ПОЛУЧЕНИЯ ХОЛОДА
1.4Теоретические процессы герметичных хладоновых компрессоров
1.2.1Процессы в поршневых компрессорах
1.4.1.1 Основные термины и определения
Компрессор предназначен для сжатия и перемещения рабочего вещества холодильной машины и является ее важнейшим узлом. Холодильный компрессор определяет основные эксплуатационные показатели холодильного оборудования: надежность, долговечность, температурно-энергетические, массогабаритные параметры, шумовые и вибрационные характеристики.
Поршневым компрессором называется компрессор объемного действия, в котором изменение объема рабочей полости осуществляется поршнем, совершающим прямолинейное возвратно-поступательное движение.
Превращение вращательного движения вала в возвратно-поступательное движение поршня в герметичных компрессорах бытовых холодильников осуществляется криво- шипно-кулисным или кривошипно-шатунным механизмом. Принципиальная схема компрессора с кривошипно-шатунным механизмом движения показана на рисунке 1.
Герметичный поршневой компрессор состоит из герметичного кожуха, внутри которого находятся электродвигатель и компрессор. От ротора электродвигателя вращательное движение передается коленчатому валу компрессора. Кривошип коленчатого вала соединен с шатуном. С помощью кривошипно-шатунного механизма движения вращательное движение вала в преобразуется в возвратно-поступательное движение соединенного с шатуном поршня. Поршень совершает возвратно-поступательное внутри цилиндра. Цилиндр с одной стороны закрыт крышкой, в которой расположены органы распределения - самодействующие всасывающий и нагнетательный клапаны лепесткового типа.
Рис. 1 Схема поршневого компрессора:
а - положение поршня в ВМТ; б - положение поршня в НМТ; D - диаметр цилиндра; Sп - ход поршня; 1 - всасывающий патрубок; 2 - камера всасывания; 3 - камера нагнетания; 4 - нагнетательный патрубок; 5 - рабочая полость цилиндра; 6 - нагнетательный клапан; 7 - всасывающий клапан.
1
Впоршневых компрессорах два крайних положения поршня называют мертвыми точками. Верхней мертвой точкой (ВМТ) называют крайнее положение поршня, наиболее удаленное от коленчатого вала, а нижней мертвой точкой (НМТ) - крайнее положение поршня, ближайшее к механизму движения.
При ходе поршня из ВМТ в НМТ в пространстве между крышкой цилиндра и поршнем создается разрежение. Под действием разности давлений во всасывающей полости и цилиндре открывается всасывающий клапан и пары холодильного агента всасываются в цилиндр. При обратном ходе поршня из НМТ в ВМТ всасывающий клапан закрывается и находящиеся в цилиндре пары сжимаются поршнем до давления нагнетания, при достижении которого отрывается нагнетательный клапан, и сжатые пары хладагента нагнетаются в полость нагнетания, нагнетательный патрубок компрессора и далее по нагнетательному трубопроводу в конденсатор.
Вбытовых холодильниках могут применяться не только одноцилиндровые, но и двухцилиндровые компрессоры с оппозитным расположением поршня.
Врасчетах поршневых компрессоров используются понятия: "рабочий объем ци-
линдра"(м3), значение которого равно произведению площади поршня Fп на полный ход поршня Sп, и "рабочий объем цилиндра за единицу времени" Vh (м3/с), значение которого определяется как произведение рабочего объема цилиндра на частоту вращения коленчатого вала n0 (1/с).
Vh |
|
D2 |
Sп n0 Fп Sп n0 |
(1) |
|
|
|||||
|
4 |
|
|
|
|
где |
|
nо |
|
частота вращения коленчатого вала; |
|
|
|
Fп |
|
площадь поршня; |
|
Мертвым объемом называют минимальный объем рабочей полости цилиндра при положении поршня в ВМТ. Мертвый объем состоит из объема цилиндра в зазоре между поршнем и крышкой цилиндра (линейный мертвый объем), объемов в каналах клапанов (мертвый объем в клапанах) и дополнительного мертвого объема, образованного различными пустотами, каналами в поршне и цилиндре.
Наличие линейного мертвого объема обусловлено тем, что поршень не может вплотную подойти к крышке цилиндра. Зазор между поршнем и крышкой цилиндра необходим по ряду причин. Допустимые по техническим условиям отклонения размеров деталей механизма движения, в том числе, поршня, позволяют фиксировать положение поршня в ВМТ и НМТ лишь с определенным отклонением. Кроме того, линейный мертвый объем предназначен для предотвращения удара поршня о крышку в случае температурных деформаций деталей механизма движения, а также для компенсации износа в подвижных соединениях механизма движения.
В расчетах, как правило, используют безразмерную величину - относительный мертвый объем, равный отношению полного мертвого объема к рабочему объему цилиндра. Иногда относительный мертвый объем выражают в %.
Массовой производительностью компрессора ( Gа, кг/с ) называется масса парообразного хладагента, всасываемого компрессором в единицу времени. Объемной производительностью компрессора ( Vа, м3/с ) называется действительный объем парообразного хладагента, всасываемого компрессором в единицу времени. Теоретически объемная производительность компрессора равна рабочему объему цилиндра, однако в реальном компрессоре объем всасываемого пара, заполняющего цилиндр при ходе всасывания, всегда меньше рабочего объема цилиндра вследствие целого ряда причин, одной из которых яв-
2
ляется наличие мертвого пространства. Действительная холодопроизводительность компрессора всегда меньше теоретической.
Холодопроизводительность любого компрессора зависит от рабочих условий, в которых работает холодильная машина, и как производительность системы определяется произведением массовой производительности компрессора на удельную холодопроизводительность:
Q0 Ga |
q0 , |
(2) |
где Ga |
|
массовая производительность компрессора; |
qo |
|
удельная холодопроизводительность. |
Удельная холодопроизводительность 1 кг циркулирующего хладагента зависит от термодинамических свойств холодильного агента и степени совершенства цикла и определяется из расчета цикла холодильного агрегата.
Отношение объемной производительности к рабочему объему цилиндра за едини-
цу времени называется коэффициентом подачи: |
|
||||||
|
Va |
|
|
Ga |
, |
(3) |
|
|
|
||||||
|
|
Vh Gaт |
|
|
|||
где Gaт |
теоретическая массовая производительность компрессора. |
|
|||||
|
|
Отношение давления нагнетания к давлению всасывания называется относитель- |
|||||
ным повышением давления или степенью сжатия: |
|
||||||
|
Рк |
|
|
(4) |
|||
|
|
||||||
|
|
Ро , |
|
|
1.4.1.2 Термодинамические основы процесса сжатия
Конечное давление газа при сжатии зависит от условий теплообмена с окружающей средой. Теоретически возможны два предельных случая процесса сжатия:
Рис. 2 Процессы сжатия в Т - S диаграмме.
3
1)вся выделяющаяся при сжатии теплота полностью отводится и температура рабочего вещества остается постоянной - изотермический процесс;
2)теплообмен газа с окружающей средой полностью отсутствует и вся выделяющаяся теплота затрачивается на увеличение внутренней энергии газа, вызывая повышение его температуры - адиабатический процесс.
Вдействительности сжатие паров хладагента в компрессоре лишь в большей или меньшей степени приближается к одному из этих теоретических процессов. При сжатии одновременно с изменением объема и давления паров хладагента происходит повышение температуры и одновременно часть выделяющегося тепла отводится в окружающую среду. Такой процесс сжатия называется политропическим.
На рисунке 2 показаны процессы сжатия в Т - S диаграмме.
Процесс изотермического сжатия газа от давления Р1 до давления Р2 изображается на Т - S диаграмме прямой аb, проведенной между изобарами Р1 и Р2 по линии ТА = const. Количество теплоты, которое необходимо отводить при изотермическом сжатии 1 кг газа от давления Р1 до давления Р2, численно равно удельной работе изотермического сжатия lиз. Величина qиз может быть определена непосредственно из диаграммы:
qиз lиз TA SA SB , |
(5) |
Процесс адиабатического сжатия |
газа характеризуется полным отсутствием теп- |
лообмена с окружающей средой. При |
адиабатическом сжатии dQ = 0, следовательно, и |
dS = dQ/Т = 0. Адиабатический процесс изображается на диаграмме T - S прямой аd, проведенной по линии SА = const. Количество теплоты, выделяемой при адиабатическом сжатии 1 кг газа от давления Р1 до давления Р2, численно равно удельной работе адиабатического сжатия lад:
qад lад iD iA cp TD TA , |
(6) |
Процесс политропического сжатия газа от давления Р1 |
до давления Р2 изображается |
на диаграмме Т - S наклонной прямой ас. Количество теплоты, выделяемой при политропическом сжатии 1 кг газа, численно равно удельной работе политропического сжатия lпол, и приблизительно равно:
q |
пол |
l |
пол |
S |
А |
S |
С |
|
|
TА TС |
c |
p |
T |
T , |
(7) |
||||||||
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
С |
А |
|
|||||||||||
|
|
|
|
При известной величине конечного давления Р2 |
можно определить удельную рабо- |
||||||||||||||||||
ту сжатия аналитически. |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
Для изотермического сжатия: |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
lиз |
p1 v1 ln |
p2 |
, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(8) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где |
|
|
v1 |
удельный объем газа при всасывании. |
|
||||||||||||||||||
Для адиабатического сжатия: |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k |
|
|
|
p2 |
|
k |
|
|
|
|
|
||||||||
lад |
|
|
|
|
|
p1 v1 |
|
|
|
|
|
1 , |
|
|
|
(9) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
|
k 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
p1 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где |
|
|
k = ср/сv |
|
|
|
показатель адиабаты. |
|
|
||||||||||||||
Для политропического сжатия: |
|
|
|
|
4
|
|
|
|
|
|
|
n 1 |
|
|
|
|
|
n |
|
p |
2 |
n |
|
|
||
lпол |
|
|
p1 v1 |
|
|
|
|
1 , |
|
|
|
|
|
(10) |
|||||||
|
|
|
||||||||
|
|
n 1 |
|
p |
1 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где n показатель политропы сжатия.
Величина показателя политропы зависит от физических свойств газа или пара и условий теплообмена с окружающей средой.
Наименьшая работа затрачивается при изотермическом сжатии, поэтому действи-
тельный процесс сжатия стремятся проводить с |
отводом выделяющейся при сжатии теп- |
|||||||||||||||||||||||||
лоты путем охлаждения паров хладагента. |
|
|||||||||||||||||||||||||
|
Температура рабочего вещества после сжатия: |
|||||||||||||||||||||||||
для изотермического процесса: |
|
|
||||||||||||||||||||||||
Т2 Т1, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(11) |
|||
для адиабатического процесса: |
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
р2 |
|
|
|
k |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
k 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(12) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Т2 |
Т1 |
|
р1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
для политропического процесса: |
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
р2 |
|
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
n 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(13) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Т2 |
Т1 |
|
р1 |
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
Теоретическая мощность Nт, затрачиваемая на сжатие паров хладагента компрес- |
|||||||||||||||||||||||||
сором, определяется следующим образом: |
|
|||||||||||||||||||||||||
Nт V l, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(14) |
|||||
где |
|
|
|
|
плотность паров хладагента. |
|
||||||||||||||||||||
|
С учетом уравнений (8 10): |
|
||||||||||||||||||||||||
Nт. из |
p1 V1 ln |
p2 |
, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(15) |
||||||||||||
p1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k 1 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
k |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p2 |
|
|
|
|||||||||
Nт. ад |
|
|
|
|
|
|
|
p1 |
V1 |
|
|
|
|
|
|
1 , |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(16) |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
k 1 |
|
|
|
p1 |
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n 1 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p |
2 |
n |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Nт. пол |
|
|
|
|
|
|
|
p1 V1 |
|
|
|
1 . |
(17) |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
n 1 |
|
|
|
p1 |
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Приведенные выше термодинамические соотношения получены на основе уравнения состояния идеального газа. В первом приближении аналогичные закономерности, а, следовательно, и выводы из них, будут с определенными отклонениями допустимыми для оценки работы действительного компрессора. Данные уравнения с достаточной степенью точности описывают процессы сжатия при давлениях до 106 Па.
5
1.4.1.3 Индикаторная диаграмма идеального и действительного поршневого компрессора
При движении поршня изменяется объем рабочей полости цилиндра, давление газа или пара в этой полости. Изменение давления газа в рабочей полости можно изобразить графически в виде зависимости от положения поршня, т.е. от объема рабочей полости цилиндра. Графическая зависимость давления пара в рабочей полости цилиндра от положения поршня или от объема рабочей полости называется индикаторной диаграммой. По горизонтальной оси индикаторной диаграммы обычно откладывают в масштабе перемещение поршня от ВМТ, по вертикальной - давление газа в рабочей полости.
Перемещение поршня однозначно связано с углом поворота коленчатого вала. Иногда индикаторную диаграмму строят в кординатах Р - , где - угол поворота коленчатого вала (кривошипа). Таким образом, существуют два вида индикаторных диаграмм - свернутая и развернутая (рис. 3).
Рис. 3 Видыиндикаторных диаграмм поршневого компрессора:
а – свернутая; б - развернутая по углу поворота вала.
За начальный момент отсчета угла поворота коленчатого вала принимают положение кривошипа, соответствующее положению поршня в ВМТ. Развернутая индикаторная диаграмма может легко быть перестроена в свернутую и наоборот. Большое распространение получила свернутая индикаторная диаграмма, т.к. площадь диаграммы в координатах Р - V пропорциональна работе.
Анализ основных процессов поршневого компрессора удобно начинать с упрощенной модели действительного компрессора, называемой идеальным компрессором. Для идеального компрессора вводится ряд допущений:
1)отсутствие мертвого объема;
2)отсутствие неплотностей в рабочей полости цилиндра;
3)отсутствие тепловой инерции стенок цилиндра;
4)постоянство температуры и давления паров в цилиндре в процессах всасывания и нагнетания;
5)отсутствие гидравлических потерь при течении газа в каналах клапанов и трубопроводах;
6)отсутствие подогрева паров при всасывании;
7)отсутствие теплообмена между паром и стенками цилиндра при нагнетании;
8)открытие всасывающего клапана при положении поршня строго в ВМТ и закрытие в НМТ;
6
9)открытие нагнетательного клапана в момент достижения в цилиндре давления, равного давлению в нагнетательном патрубке, и закрытие в ВМТ;
10)отсутствие трения в трибосопряжениях.
Индикаторная диаграмма идеального компрессора показана на рисунке 4 и соответствует линиям d-а-b-с.
Рис. 4 Индикаторные диаграммы идеального и действительного компрессора
В цилиндре идеального компрессора протекают, в соответствии с принятыми допущениями, 3 процесса: всасывание (d-а), сжатие (а-b) и нагнетание (b-с). Во время всасывания газ перемещается из полости всасывания в рабочую полость цилиндра. Во время сжатия происходит повышение давления газа, находящегося в рабочей полости цилиндра, во время нагнетания - перемещение газа из рабочей полости цилиндра в полость нагнетания. В идеальном компрессоре процессы всасывания и нагнетания протекают при постоянном давлении Рвс и Рн и постоянной температуре Твс и Тн. Процесс сжатия происходит по политропе с показателем n и заканчивается в момент, когда давление в рабочей полости достигает значения Рн и открывается нагнетательный клапан.
Индикаторная диаграмма действительного компрессора соответствует линиям 2-3- 4-1-2 на рисунке 4. Рабочие процессы действительного компрессора в значительной степени отличаются от рабочих процессов идеального компрессора. Линия 2-3 соответствует процессу всасывания паров хладагента, линия 3-4 - процессу сжатия паров, линия 4-1 - процессу нагнетания и линия 1-2 - процессу обратного расширения. Основные отличия
7
индикаторной диаграммы действительного компрессора от идеального обусловлены рядом причин.
1.Наличие мертвого объема в цилиндре реального компрессора приводит к расширению пара, оставшегося в мертвом объеме после окончания процесса нагнетания. Вслед-
ствие этого объем пара, всасываемого в цилиндр реального компрессора, на величину Vс меньше по сравнению с объемом пара, поступающего в цилиндр идеального компрессора.
2.В действительном компрессоре имеются гидравлические сопротивления потоку паров хладагента при прохождении через клапаны. В результате давление в цилиндре во время всасывания меньше, чем во всасывающем патрубке. Соответственно давление в цилиндре будет выше, чем давление в нагнетательном патрубке. Потери давления на гидравлические сопротивления в клапанах непостоянны в течение хода поршня, т.к. переменной является скорость протекания газа через клапаны. Потери в клапанах, называемые также депрессией во всасывающем и нагнетательном клапанах, приводят к увеличению потребляемой компрессором мощности. Увеличение мощности пропорционально площади обозначенных знаком "+" заштрихованных участков диаграммы.
3.Депрессия во всасывающем клапане приводит к уменьшению объема пара, попадающего в цилиндр при давлении Рвс, на величину V'-V".
4.Давление во всаcывающем и нагнетательном патрубках действительного компрессора непостоянно из-за пульсаций потоков газа, обусловленных периодически повторяющимися процессами всасывания и нагнетания. В трубопроводах и патрубках компрессора имеют место инерционные и волновые явления, которые снижают производительность компрессора.
5.Смещение линий обратного расширения 1-2 и сжатия 3-4 внутрь диаграммы вследствие наличия мертвого объема и депрессий в клапанах приводит к уменьшению индикаторной мощности, подводимой к компрессору, и пропорционально площади обозначенных знаком "-" заштрихованных участков диаграммы.
Процесс обратного расширения проходит с увеличением объема, и газ, воздействуя на поршень, совершает работу, которая передается обратно коленчатому валу. Работа, затраченная на сжатие паров, оставшихся в мертвом пространстве, возвращается назад в процессе обратного расширения с потерями, обусловленными необратимостью процессов. Индикаторной мощностью называется мощность, необходимая для сжатия и перемещения газа с учетом возврата энергии в процессе обратного расширения.
6.Теплообмен между паром и стенками цилиндра в процессах обратного расширения и сжатия приводит к протеканию этих процессов с переменными показателями политропы. Это иллюстрируется направлением линий процессов 1-2 и 3-4 и соответствующим изменением площади индикаторной диаграммы.
Кроме перечисленных, имеется ряд особенностей рабочего процесса действительного компрессора, которые не отражаются на его индикаторной диаграмме.
1.Нагрев и расширение пара, поступающего при всасывании в цилиндр, из-за его контакта с горячими внутренними поверхностями рабочего объема цилиндра. Вследствие этого в цилиндр всасывается пар большего удельного объема и меньшей массы по сравнению с расчетными параметрами.
2.Неплотности в сопряжениях поршня с цилиндром, а также в сопряжениях клапанов с седлами приводят к протечкам части сжимаемого и нагнетаемого пара во всасывающую полость, а следовательно, и к уменьшению количества пара, поступающего в полость нагнетания.
8
1.4.1.4 Объемные и энергетические потери поршневых компрессоров
Объемные потери в поршневом компрессоре вызваны следующими причинами:
1)расширение пара из мертвого объема;
2)снижение давления в цилиндре в момент начала сжатия вследствие гидравлического сопротивления всасывающего канала и клапана,
3)пульсации давления во всасывающей полости;
4)подогрев пара во всасывающем канале и цилиндре; а при всасывании влажного пара - испарение жидкости;
5)перетекание сжатого пара из цилиндра через неплотности.
Объемные потери в целом характеризуются коэффициентом подачи, т.е. отношением массовой производительности действительного компрессора к массовой производительности теоретического компрессора, имеющего такой же рабочий объем цилиндра. Коэффициент подачи можно также представить в виде произведения нескольких коэффициентов, отражающих перечисленные выше виды объемных потерь.
с дп w пл , |
(18) |
||||||||
где |
|
с |
|
объемный коэффициент, учитывающий расширение паров хладагента из |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
мертвого пространства; |
|
|
|
|
дп |
|
коэффициент дросселирования и пульсаций, характеризующий откло- |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
нение давления в цилиндре в момент начала сжатия от давления перед |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
всасывающим патрубком; |
|
|
|
|
w |
|
коэффициент подогрева, учитывающий подогрев всасываемого пара и |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
испарение жидкости при всасывании влажного пара; |
|
|
|
|
пл |
|
коэффициент плотности, учитывающий протечки пара из цилиндра че- |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
рез неплотности. |
|
|
|
|
|
Объемный коэффициент и коэффициент дросселирования и пульсаций можно оп- |
|||||
ределить по индикаторной диаграмме как отношение соответствующих объемов: |
|
||||||||
с |
|
V' |
, |
|
|
|
(19) |
||
|
|
|
|
||||||
|
|
|
V |
|
|
|
|||
|
др |
|
V" |
. |
|
|
(20) |
||
|
|
|
|||||||
|
|
|
V' |
|
|
|
Коэффициент с можно также рассчитать аналитически:
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
pн m |
|
|
||
с |
1 с |
|
|
|
1 , |
(21) |
|
|
|||||||
|
|
|
|||||
|
|
pвс |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
где |
с |
|
относительный мертвый объем; |
|
|||
|
m |
|
показатель политропы процесса обратного расширения. |
|
Показатель политропы обратного расширения, определенный по конечным параметрам, для большинства компрессоров близок к единице.
Коэффициенты подогрева и плотности по индикаторной диаграмме определить невозможно. Коэффициент подогрева определяют расчетным путем по общепринятой эмпирической формуле:
9
w |
|
|
To |
, |
|
|
(22) |
|
T |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
k |
|
|
|
|
|
|
|
Для более точного вычисления коэффициента подогрева рекомендуется применять |
||||
следующее соотношение: |
|
||||||
w 1 0,01 1 , |
(23) |
||||||
где |
|
|
|
|
степень сжатия. |
|
|
|
|
|
Коэффициент плотности рассчитывается следующим образом: |
|
|||
пл |
|
|
Ga |
|
, |
(24) |
|
Ga |
|
|
|||||
|
|
|
Gпл |
|
|||
где |
|
|
Gпл |
протечки через неплотности. |
|
Впоршневых компрессорах существуют следующие энергетические потери:
1)газодинамические, обусловленные потерями давления во всасывающем и нагнетательном каналах;
2)потери от теплопритоков к парам хладагента во всасывающем канале и цилиндре;
3)от протечек сжатого пара из цилиндра через неплотности;
4)механические потери, к которым относятся потери на трение;
5)электрические потери в электродвигателе.
Вцелом энергетические потери характеризуются энергетическим КПД, т.е. отношением мощности Nт, потребляемой теоретическим компрессором, к мощности, потребляемой действительным компрессором:
|
э |
|
Nт |
|
|
i |
|
w |
|
пл |
|
м |
|
эд , |
(25) |
|
Nэ |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
где |
|
i |
|
|
индикаторный КПД, характеризующий газодинамические потери и теп- |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
лообмен в процессе сжатия; |
|
||||||||
|
|
|
w |
|
|
КПД, учитывающий потери, вызванные подогревом всасываемого пара; |
||||||||||
|
|
|
пл |
|
|
КПД, учитывающий потери энергии, вызванные протечками пара из ци- |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
линдра; |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
м |
|
|
механический КПД, учитывающий потери на трение; |
|
|||||||||
|
|
|
эд |
|
|
КПД электродвигателя. |
|
Индикаторный КПД определяется отношением теоретической мощности Nт, затраченной на сжатие хладагента, к индикаторной мощности Ni, определенной из индикаторной диаграммы:
i |
|
Nт |
. |
|
|
(26) |
|
|
|
||||
|
|
Ni |
|
|
|
|
|
|
Общие энергетические потери от подогрева разделяются на потери от подогрева во |
||||
всасывающем канале и цилиндре: |
|
|||||
w |
wв wц , |
(27) |
||||
где |
|
wв |
|
потери от подогрева во всасывающем канале; |
|
|
|
|
wц |
|
потери от подогрева в цилиндре, |
|
и определяются отношениями соответствующих температур. Коэффициент wв определяется отношением температуры паров на входе в компрессор к температуре паров во всасывающей полости. Коэффициент wц отношением температуры во всасывающей полости к температуре в цилиндре в начале сжатия.
10