- •Глава III
- •Рабочие вещества паровых
- •Холодильных компрессионных машин
- •(Холодильные агенты)
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Физические свойства хладагентов
- •§ 3. Термодинамические показатели
- •36 Рабочие вещества паровых холодильных компрессионных машин
- •§ 4. Физиологические свойства хладагентов
- •Условия вредности холодильных агентов
- •§ 5. Эксплуатационные свойства аммиака, фреона-12 и фреона-22
- •Глава IV расчет теоретического рабочего цикла паровой холодильной компрессионной машины
- •§ 1. Построение цикла по заданным рабочим параметрам
- •§ 2. Расчет цикла
- •§ 3. Влияние режима работы на холодопроизводительность машины
- •Глава V действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины
- •§ 1. Объемные потери в действительном цикле
- •56 Действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины
- •§ 2. Энергетические потери
- •§ 3. Характеристики холодильной машины
- •Глава VI многоступенчатые холодильные машины
- •§ 1. Области применения многоступенчатых машин
- •§ 2. Рабочие схемы двухступенчатых холодильных машин
- •§ 3. Расчет двухступенчатой машины
- •§4. Холодильная машина с пароструйным прибором
- •§ 5. Трехступенчатые холодильные машины
- •§ 6. Каскадные холодильные машины
- •Глава VII конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •§ 1. Поршневые компрессоры
- •104 Конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •106 Конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •112 Конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •114 Конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •116 Конструкции компрессоров паровых холодильных машин
- •§ 2. Ротационные компрессоры
- •§3.Центробежные компрессоры (турбокомпрессоры)
Глава V действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины
Действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины отличается от теоретического наличием объемных и энергетических потерь как в компрессоре, так и вне его. Объемные потери уменьшают производительность холодильной машины, энергетические увеличивают затраты мощности по сравнению с теоретическими значениями. Указанные потери довольно значительны; при тепловых расчетах их необходимо учитывать введением поправочных коэффициентов. Рассмотрим влияние отдельных факторов на объемные и энергетические потери.
§ 1. Объемные потери в действительном цикле
Объемные потери, снижающие холодопроизводительность машины, в основном возникают в компрессоре. В холодильной технике широко распространены поршневые компрессоры с прямолинейно-поступа-тельным движением поршней. Рассмотрим принцип действия этих компрессоров.
Вертикально-прямоточный компрессор типа ВП (рис. 25) состоит из следующих основных частей: картера, являющегося конструктивной основой машины; цилиндров, в которых производится сжатие паров холодильного агента; кривошипно-шатунного механизма; поршней; всасывающих и нагнетательных клапанов; устройств для смазки трущихся частей; предохранительных устройств и других деталей.
Рабочий процесс в вертикально-прямоточном компрессоре совершается следующим образом. При движении поршня вниз между поршнем и расположенной над ним ложной крышкой образуется разреженное пространство. Вследствие этого открывается всасывающий клапан, расположенный в верхней части поршня, и холодильный агент из всасывающего трубопровода через отверстия в поршне поступает в рабочую полость цилиндра. Процесс всасывания совершается до тех пор, пока поршень идет вниз. Как только поршень изменяет направление движения, всасывающий клапан под влиянием противодавления и сил инерции быстро закрывается, и в цилиндре происходит сжатие хладагента. Когда давление в цилиндре становится выше, чем давление в конденсаторе, открывается нагнета-тельный клапан, и пары хладагента вытесняются в нагнетательную камеру,
Объемные потери в действительном цикле 51
расположенную над ложной крышкой, и далее через нагнета-тельный трубопровод в конденсатор.
Поршень никогда не подходит вплотную к крышке. Над поршнем в верхнем крайнем положении образуется так называемое «вредное» или «мертвое» пространство компрессора. При обратном ходе поршня Оставшиеся в мертвом пространство пары хладагента должны расшириться до давления в испарителе, на что будет затрачена часть хода поршня, после чего снова начнется процесс всасывания пара из испарителя.
В данном типе вертикального компрессора пары холодильного агента при всасывании,
с
Рис 25. Схема вертикально-прямоточного компрессора:
1 — картер; 2 — цилиндр; 3 — шатун; 4 — поршень; 5 — всасывающий клапан; 6 — нагнетательный клапан; 7 — ложная крышка; 8 — верхняя крыщка; 9 —буферная пружина; 10 —охлаждающая водяная рубашка: а — всасывающая полость цилиндра; б—рабочая полость цилиндра; в—нагнетательная камера
жатии и нагнетании проходят по цилиндру в одном направлении снизу вверх. Поэтому такого типа компрессор называется верти-кально-прямоточным. Компрессор этот—простого или одинарною действия, так как рабочий процесс в нем совершается по одну сторону от поршня.В горизонтальном компрессоре двойного действия типа ГД (рис.26) рабочий процесс в цилиндре совершается по обе стороны от поршня. Поршень приводится в прямолинейно-поступательное движение што-ком, соединенным через крейцкопф с кривошипно- шатунным механиз-мом. При движении поршня из одного крайнего положения в другое, например слева направо, в левой полости цилиндра сначала происходит расширение пара, оставшегося в мертвом пространстве, до давления несколько меньшего, чем в испарителе. Затем открывается всасываю-щий клапан 6 и пары холодильного агента всасываются в левую по-лость цилиндра. При обратном движении поршня левый всасывающий клапан закрывается, пар сжимается в цилиндре до давления несколько большего, чем в конденсаторе, а затем выталкивается в конденсатор через нагнетательный клапан 7. В правой полости происходят те же процессы, но со сдвигом во времени. В то время, когда в левой полости цилиндра происходит сжатие, в правой полости происходит всасы-вание. В горизонтальном компрессоре двойного действия холодильный агент движется в цилиндре не в одном направлении, а меняет его вместе с движением поршня. Этот компрессор непрямоточный.
52 Действительный цикл паровой холодильной машины
Н
Рис. 26. Схема цилиндра горизонтального компрессора двойного действия:
1—нагнетательный патрубок;
2 — передняя крышка; 3 — задняя крышка;
4—-поршень; 5 — шток;
6 — всасывающие клапаны;
7 — нагнетательные клапаны; 5 — сальник;
9 — всасывающий патрубок (а и б — рабочие полости цилиндра)
а рис. 27 представлена теоретическая индикаторная диаграмма компрессора, не имеющего потерь. Предполагается,;: что вредного пространства в компрес-соре нет, всасывание пара из испарите-ля и нагнетание в конденсатор не соп-ровождается сопротивлениями про-хождению пара в трубопроводах и кла-панах, потери на трение, а также тепло-обмен между холодильным агентом и стенками цилиндра полностью отсутст-вуют .Часовой объем всасываемого пара в состоянии его перед компрессором точно равен часовому рабочему объему, описываемому поршнями.Л иния а—1 — процесс всасывания пара, протекающий при постоянном давлении , равном давлению в испарителе; линия 1—2— процесс адиабатного сжатия и линия 2—b — процесс выталкивания, совершае-мый при постоянном давлении, равном давлению в конденсаторе.
Мертвое пространство изменяет рабочий процесс компрессора и приводит к значите-льным потерям. Эти потери наглядно видны на действительной индикаторной диаграмме
(рис. 28), снято, с работающего компрессора. В мертвом пространстве, которому на диаграмме соответствует отрезок С, всегда остается сжатый пар Оставшийся пар при обратном ходе поршня расширяется до давления всасывания (линия dа), занимая дополнительный объем Лишь после этого открывается всасывающий клапан и пар всасывается из испарителя в цилиндр компрессора (линия аb). Следовательно, мертвое пространство уменьшает количество всасываемого хладагента и снижает производительность компрессора. Потеря объема изображе-на отрезком ,определяемым из соотношения
,
где m — показатель политропы расширения.
Объемные потери в действительном цикле 53
Потери от мертвого пространства учитываются объемным коэффициентом
Рис. 28. Действительная индикаторная ; диаграмма
где - рабочий объем полости цилиндра компрессора;
относительная величина вредного пространства;
в зависимости от величины и типа компрессора .
Мертвое пространство в компрессоре необходимо; оно предохра-няет компрессор от аварии при удлинении кривошипно-шатунного механизма от нагревания, а в случае «влажного хода» уменьшается опасность гидравлического удара. Величина мертвого пространства компрессора с учетом всех конструктивных особенностей должна быть минимальной.
Гидравлические сопротивления в клапанах, каналах цилиндра и трубопроводах существенно влияют на объемные потери в компрес-соре. Вследствие гидравлических сопротивлений давление при всасы-вании (линия аb) бывает ниже, чем в испарителе, на величину , а при нагнетании (линия еd) выше, чем в конденсаторе, на величину . Падение давления при всасывании уменьшает Плотность всасываемого пара и его количество. Потеря от гидравлических сопротивлений соответствует отрезку , на протяжении которого происходит сжатие пара в цилиндре до давлении , в испарителе (от точки b до точки b'). С увеличением депрессии и с уменьшением давления всасывания (т. е. с понижением температуры кипения ) величина соответственно возрастает.
Объемные потери вследствие сопротивлений при всасывании оцениваются коэффициентом дросселирования
54 Действительный цикл паровой холодильной компрессионной машины
Примерные значения для разных температур кипения при = 4% следующие:
Температура в °С ………………………… 0 -15 -30 -50
при .... 0,99 0,98 0,95 0,86
при .... 0,97 0,95 0,91 0,72
Потери и могут быть учтены совместно индикаторным коэффициентом всасывания:
Потери от внутреннего теплообмена между хладагентом и стенками цилиндра также характерны для действительного компрессора.
В процессе сжатия температура пара значительно повышается и тепло от пара переходит к стенкам цилиндра, поршню и другим дета-лям. При всасывании, наоборот, холодный пар соприкасается с подо-гретыми деталями и сам перегревается. В результате в цилиндр всасы-вается меньше пара, так как удельный объем его при подогреве увели-чивается. Отрицательное влияние внутреннего теплообмена особенно велико, если из испарителя поступает влажный пар; превращение частичек жидкости в пар внутри цилиндра уменьшает количество пара, всасываемого непосредственно из испарителя.
Потеря в результате теплообмена учитывается коэффициентом
подогрева . Чем больше отношение давлений , или чем больше
диапазон температур в цилиндре от начала всасывания до конца сжа-тия, тем больше теплообмен между паром и стенками. При увеличении числа оборотов коленчатого вала компрессора сокращается время хода, а значит и теплообмен. По индикаторной диаграмме потери от теплооб-мена определить нельзя; эти потери для разных холодильных машин могут быть определены только опытным путем. Для вертикальных пря-моточных компрессоров (эмпирическая формула проф. И. И. Левина)
(19)
где и Т — абсолютные температуры кипения и конденсации.
В компрессоре имеются также потери вследствие неплотностей во всасывающих и нагнетательных клапанах, в поршневых кольцах, в сальнике, крышках и т. п. Эти потери, характеризуемые коэффициен-том плотности , зависят от конструкции и степени износа машины. При правильной технической эксплуатации потери от неплотности в соединениях незначительны.
Объемные потери в действительном цикле 55
Все виды объемных потерь в практических условиях учитывают коэффициентом подачи, величина которого равна
(20)
Коэффициент подачи характеризует степень использования рабочего объема цилиндра. Его можно рассматривать как отношение объема пара V , действительно всасываемого компрессором, к часовому рабочему объему , описываемому поршнями компрессора, т. е.
(21)
Если известен объем всасываемого пара V, то соответствующий часовой рабочий объем компрессора
(21а)
Коэффициент подачи определяют опытным путем. Он зависит
от конструкции и размеров компрессора, отношения давлений
н температур , величины мертвого пространства, перегрева пара перед всасыванием, наличия устройств для охлаждения цилиндров и других факторов. Для определенных типов аммиачных и фреоновых компрессоров значения часто приводят в таблицах и виде графи-ческих зависимостей , составленных по данным испытаний однотипных машин (рис. 29).
Коэффициент подачи аммиачных вертикальных и V-образных компрессоров с охлаждающими рубашками в условиях «сухого» хода можно ориентировочно определить по формуле И. Бадылькеса
Применение водяной охлаждающей рубашки повышает коэффи-циент подачи при сухом ходе примерно на 5%. При работе компрессора «влажным ходом» температура воды при прохождении через рубашку понижается и рабочие коэффициенты компрессора, наоборот, стано-вятся ниже.
Исходя из объема всасываемого компрессором пара и величины определяют действительную холодопроизводи-тельность машины: