А. В. Бараненко. Холодильные машины

вуравнения (7.189)-(7.191) и (7.194)-(7.196) входят только

средние значения абсолютных скоростей при входе и выходе из колеса. Наличие потерь при движении потока по каналам колеса или влияние сжимаемости рабочего вещества могут вызвать из­ менение значений и направления этих скоростей, но вид уравне­ ний сохранится. Поэтому эти уравнения справедливы во всех слу­ чаях, когда известны значения окружных составляющих абсо-

лютных скоростей с1u И с2u •

Уравнения (7.191) и (7.196) впервые получил Леонард ЭйJiер,

поэтому в литературе их часто называют его именем.

ГЛАВА 8

ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

ОБЪЕМНОГО ПРИНЦИПА ДЕЙСТВИЯ

§ 8.1. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Поршневые компрессоры являются наиболее распространен­ ным типом холодильных компрессоров. Их применяют в холо­

дильных машинах производительностью от нескольких десятков

ватт до сотен киловатт, а в области малых холодопроизводитель­ ностей (до 2-3 кВт) - это практически единственный используе­ мый тип компрессоров. Вследствие этого общее число поршневых

компрессоров, применяемых в современных холодильных маши­ нах, намного превышает число компрессоров всех других типов

вместе взятых, так как домашние и торговые холодильники

и морозильники, небольшие автономные кондиционеры, холодиль­ ные машины для прилавков и мелких предприятий торговли вы­

пускают во всем мире миллионами.

Почти монопольно поршневые компрессоры используют и в

области холодопроизводительностей до 100-150 кВт. Лишь не­ давно в области холодопроизводительностей 5-15 кВт с ними

стали конкурировать спиральные компрессоры, но они пока еще

не очень распространены. Делаются попытки применить в облас­

ти холодопроизводительностей маньше 100 кВт винтовые ком­

прессоры, однако их число пока остается ограниченным.

Основное преимущество поршневых холодильных компрессо­ ров перед винтовыми состоит в более высокой энергетической

эффективности. В условиях высокой стоимости электрической

энерmи это преимущество оказывает в ряде случаев решающее

влияние на выбор именно поршневого компрессора, несмотря на то что по надежности и сроку службы он уступает винтовому.

Поэтому в последнее время в холодильной технике все чаще при­ меняют крупные крейцкопфные поршневые компрессоры произ­

водительностью до 800~1000 кВт и выше.

Основные понятии и определении. Вес"реЙц"оnфн.ыЙ, или

трон."овыЙ, "омnрессор имеет поршии, непосредственно связан­

ные с шатунами с помощью поршневого пальца (рис. 8.1, а, б). КреЙц"оnфн.ыЙ "омnрессор имеет дисковые поршни, которые

жестко соединены со штоками, совершающими вместе с поршня­

ми возвратно-поступатеЛьное движение. С другой стороны, што­

ки соединены с крейцкопфами, также движущимися возвратно­

поступательно. Шатуны связаны с крейцкопфами С помощью специальных пальцев (рис. 8.1, в). .

В "омnрессоре простого действия рабочий процесс осущест­ вляется только по одну сторону поршня. Все тронковые и неко­

торые крейцкопфные компрессоры - простого действия.

Рис. 8.1. СхеlOI порmвeвых Х0J10ДИJIЬJIЫX :компрессоров: а - тровковый вепря1I0ТОЧВЪ1Й; б - тровковый ПРЯIIОТОЧВЫЙ; 8 - кpeйцICoпфвый двойвоro действия

. В ко,мnрессоре двоЙн.ого действия рабочий процесс осущест-

вляется по обе стороны поршня (рис. 8.1, в). Объем, описанный поршнем в задней полости цилиндра, меньше, чем в передней, на объем штока, связывающего поршень с креЙцкопфом. Крейцкопф­ ные компрессоры чаще всего бывают двойного действия.

т е о р е т и ч е с к и й о б ъ е м, и л и о б ъ е м, о п и-

с а н н ы й пор ш н я м и к о м п р е с с о р а. Объем yu (мЗ ),

описанный поршнем компрессора простого действия за один обо­

рот, равен объему цилиндра

Для компрессора двойного действия (рис. 8.1, в) этот объем равен удвоенному объему цилиндра за вычетом объема, занимае-

Объем, описанный поршнями компрессора с числом цилинд­

ров z за один оборот,

ный ход поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) дО нижней

(НМТ), м; dшт - диаметр штока крейцкопфного компрессора, м;

z - число цилиндров компрессора.

Теоретическu,x об'1Jе.хо,м, Шlи об'1Jе.хо,м, оnucан.н.ы,м nоршн.я,ми ко,мnрессора в един.ицу вре,мен.и, называют объем, описанный

поршнями ~cex цилиндров компрессора в единицу времени.

Для компрессора простого действия, обычно тронкового (см.

рис. 8.1, а, 6), теоретический объем Ут(м3/с)

(8.6)

а для креЙЦКОПфноro компрессора двойного действия (см. рис. 8.1, в)

(8.7)

где n - частота вращения коленчатого вала, 1/с.

М е р т вый о б ъ е м. В действительном компрессоре всегда предусмотрен зазор между крышкой цилиндра и поршнем, услов­

но называемый лин.еЙн.ы,м ,мертвым nростран.ство,м, в крышке

цилиндра имеются углубления в виде цилиндрических, прямоли­ нейных или кольцевых каналов, образуемых клапанами, между

поршнем и зеркалом цилиндра также существует зазор и, кроме

того, могут быть дополнительные пустоты в виде каналов, свер.

лений или проточек. Вместе они образуют мертвый объем, или

мертвое пространство. Когда поршень приходит в ВМТ, в ци­ линдре всегда остается рабочее вещество.

319

Мертвый об'1Jе.м ус (м3 ) - это объем рабочего вещества, кото­

рый не может быть вытеснен из цилиндра поршнем. Относuтельны(l .мертвый об'1Jе.м является безразмерной вели-

чиной и определяется отношением ,мертвого оБЪема ус к объему, описанному поршнем за один оборот yu ,

с=Ус/Уп. (8.8)

у холодильных поршневых компрессоров относительный мерт­

вый объем находится в пределах с = 0,02 + 0,06, причем боль­

шие значения относятtя к компрессорам меньших размеров

и холодопроизводительности. В отдельных случаях малые значе­ ния с = 0,015 + 0,025 имеют специальные одноступенчатые низ­ котемпературные компрессоры [85]. Это достигается за счет умень­ шения проходных сечений и числа клапанов, что, в свою оче­ редь, приводит к увеличению потерь давления в них. Такой под­ ход характерен для одноступенчатых компрессоров, работающих

при высоких отношениях давления 1t = Рн / Рв :2: 20 + 30, у кото­

рых мертвый объем особенно сильно влияет на объемную произ­

водительность, в то время как потери давления в клапанах влия­

ют значительно меньше.

Действительный поршневой компрессор. Действительный

поршневой компрессор во многом отличается от теоретического.

Основные отличия, вызывающие ухудшение его объемных и энер­

гетических показателей, рассмотрены ниже.

Ме р т вый о б ъ ем. Когда порmень компрессора находится

вВМТ, в мертвом объеме остается часть рабочего вещества под

давлением, превыmающим давление нагнетания на величину гид­

равлических потерь в нагнетательном клапане. При движении порmня от ВМТ к НМТ рабочее вещество, оставшееся в мертвом объеме, расширяется, вследствие чего давление в цилиндре, при котором может быть открыт всасывающий клапан, будет достиг­ нуто лишь после того, как поршень' пройдет определенное рас­

стояние от ВМТ. В результате всасывание происходит лишь на

части хода поршня, что приводит К снижению объемной произ­

водительности действительного компрессора по сравнению с тео­

ретическим.

Г и Д р а в л и ч е с к и е п о т ери. Гидравлические потери возникают по всей протяженности газового тракта компрессора,

достигая наибольших значений в тех сечениях, где высоки ско­

рости рабочего вещества. Обычно это всасывающие и нагнета­

тельные клапаны компрессора. В итоге давление в цилиндре в

начале процесса сжатия оказывается ниже давления всасывания,

а в еro конце - выше давления нагнетания. Это также вызывает снижение объемных и энергетических показателей компрессора.

П о Д о г р е в р а б о ч е г о в е Щ е с т в а при в с а­

с ы в а н и и. При движении рабочего вещества по всасывающему

тракту оно нагревается, воспринимая теплоту сначала от корпу­

са компрессора, а затем от клапаиов, цилиндра и поршня.

В результате в момент закрытия всасывающего клапана удельный объем рабочего вещества будет больше, чем при входе в компрес­

сор, что дает дополнительное снижение объемных и энергетичес­

ких показателей компрессора. Энергетические показатели умень­ шатся вследствие того, что процесс сжатия начнется при более высокой температуре и, значит, возрастет удельная работа, за­

трачиваемая на его осуществление.

Т е п л о о б м е н в Ц и л и н Д р е. Находясь в цилицдре, рабочее вещество обменивается теплотой с окружающими дета­ лями. При всасывании и в начале сжатия его температура ниже и, воспринимая от деталей теплоту, оно нагревается. В КОlЩе сжатия и при нагнетании температура рабочего вещества стано­ вится выше, чем у окружающих деталей, и процесс теплообмена идет в обратном направлении. В результате процессы сжатия и обратного расширения идут с переменными значениями пока­

зателя политропы.

Колебания рабочего вещества в полостях

к о м п р е с с о р а. Они возникают вследствие периодичного характера его работы, что проявляется в пульсациях давления

итемпературы при входе и выходе компрессора. На частоту

иамплитуду изменения давления сильно ,влияют объем и протя­ женность сети - трубопроводов и аппаратов, соединенных с ком­

прессором. Колебательные процессы рабочего вещества в системе

компрессор-сеть могут значительно повлиять на производитель-

Они обусловлены наличием зазоров и неплотностей между дета­ лями компрессора: гильзой цилиндра и поршнем, в замках порш­

невых колец, уплотнениях, клапанах и т. п. Утечка - эТо пере­

текание рабочего вещества, приводящее к его потере для рас­ сматриваемого процесса. Например, перетекание рабочего веще­

ства из цилиндра в картер тронкового компрессора через неплот­

ности в цилиндро-поршневой группе или всасывающем клапане

является утечкой. Перетечка - это перетекание рабочего веще­

ства из одной полости в другую, не приводящее к его потере для данного процесса. Так, перетекание рабочего вещества через не­

плотности нагнетательного клапана в цилиндр или через неплот­

ности цилиндро-поршневой группы из одной полости крейцкопф­ ного компрессора двойного действия в другую является перетеч­

кой. Утечки и перетечки приводят к снижению производитель­

ности и энергети~еской эффективности компрессора, так как

представляют собой внутренне необратимые процессы дроссе­

лирования.

Т р е н и е. На преодоление трения в трущихся парах действи­

тельного компрессора затрачивается мощность, называемая мощ­

ностью трения. В нее, как правило, включается также мощность,

давления в нагнетательном клапане. По мере Приближения поршня

К ВМТ нагнетательный клапан начинает закрываться. это видно из кривой подъема клапана.

Процесс обратн.ого расширен.ия 3-4 рабочего вещества; ос-

тавшегося в мертвом пространстве под давлением Рз, проходит

на части хода поршня и заканчивается в точке 4 при давлении

в цилиндре более низком, чем давление всасывания. это обуслов­ лено необходимостью преодоления сил упругости npyжины И инер­

ции, а также гидравлического сопротивления всасывающего кла­

пана. Эти особенности качественно одинаковы для всех типов самодействующих клапанов.

Процесс всасыван.ия 4-1 проходит с переменным давлением, которое достигает максимума в точке б, примерно соответствую­ щей полному открытию всасывающего клапана, и в дальнейщем

несколько повышается до давления Рl меньшего, чем давление

всасывания, на величину l!.]Jl потерь давления во всасывающем

клапане.

Схематизированные индикаторные диаграммы действительного поршневого

к о м п р е с с о р а используют в практике инженерных расчетов

потому, что дать точное и вместе с тем достаточно простое описа­

ние всех процессов действительного компрессора оказывается прак­ тически невозможным. В настоящее время применяют две схема­

тизации.

Первая схематизация ин.ди"аторн.оЙ диаграммы (рис. 8.3),

наиболее распространенная, лучше всего отражает особенности

действительных процессов компрессора. С ее помощью можно рас­

считывать не только производительность компрессора, но и его мощность.

Рис. 8.3. Первая схематизация JlJfДИКaторвой двarpIUI­

мы порmвевоro компрессора

Гла~ное требов~ние схематизации - равенство площадей схе­

матизированной и экспериментально полученной индикаторных диаграмм. Это условие обеспечивает paBeв~~o работ и, значит,

ивди~торвwх мощнос~.

ПРИ первой схематизации процессы сжатия 1-2 и обратного

расширения 3-4 представляются политропами с постоянными показателями. Процессы всасывания 4-1 и нагветавия 2-3 счи­ таются изобарными, которые проходят при давлениях, отличаю­ щихся от давлений при всасывании и lJагне1'JШИИ Щ\ ocpeAlleHHble

потери ДавлениЯ в клапанах. Сравнение опытной ИНДИКа~РНОЙ

диаграммы, изобраЖениой штриховыми JIИНИ~МИ, со схематизи­

рованной покаЗь.Jвает, что, хотя схемат~ия искажав" действи­ тельные процессw~ качественное СоответствИе оохрааяется. С точки

зрения точности оценки производительности компрессора в.ажно

примерное равенство отрезков изобары Ра' отсекаемых линиями сжатия и обратного расширения.

Давление в процессе всасывания и нагнетания вычисляют с ПО­ мощью уравнений

Осредненные, относительные потери давления в кмпанах

"lcp = ~a/Pa и "2ср =~H/P" определяют по результатам аналн­

за OnWTHWX данных. IIРи расчетах компрессоров их обычно приHUМ8JQT В пределах "l~p = 0,02 + 0,04, "2ср = 0,03 + 0,06 ДЛЯ амми­

ачных и воздушных и "lср= 0,03+0,08, "2ср= 0,04+0,10 ДЛЯ

хладоновьix компрессоров.

ДлЯ расчета п.роцессов сжатия и обратного расширения ис­ пользуют эквивалентные показатели политроп, обеспечивающие равенство площадей схематизированной и экспериментальной индикаторных диаграмм. Результаты анализа бoJЦ.шогочисла опыт­

ных данных, проведеииого на различных холодильных и газовых

компрессорах [8, 56, 58, 76, 82, 85, 88], обобщены авторами работы [58], получившими формулы для эквивалентного покам-

и для эквивалентного показателя политропы обратного расши­

рения

где k - показатель И30~тpQДW идеального или условный показа­

тель изоэнтропы идеализщюваиного t.'a3a.

Вторая схематuзацuя ин.дU"аторноЙ диаграммы (рис. 8.4)

состоит в ее разделении на три области. Основная область L 1 располагается меЖДУ изобарами всасывания и нагнетания. Экви­ валентные политропы сжатия 1'-2' и обратного расширения 3' -4' строят так, что площадь области 4 равна площади l' - 2' -3' -4' опытной индикаторной диаграммы, показанной на рис. 8.2. Пло­ щадь области L 2 равна площади части опытной диаграммы

1-1'-4'-4-6-1, расположенной ниже изобары Рв' И эквивалент­

на работе, потерянной в процессе всасывания. ПЛощадь области La равна площади части опытной диаграммы 2'-2-а-3-3'-2',

расположенной выше изобары Р.. , и эквивалентна работе, поте­

рянной в процесее нагнетания.

Вторая схематизация пригодна только для оценки работы

и мощности компрессора.

Сопоставление опытной и схематизированной по второму спо­

собу индикаторных диаграмм показывает, что второй способ, обес­

печивая равенство площадей, вносит существенные качественные изменения в диаграмму. Так, процесс сжатия 1-2 состоит из ос­

новного участка политропноro сжатия 1'-2' и двух участков изо­

хорного сжатия 1-1' и 2'-2. То же можно сказать и о процессе

обратного расширения 3-4. Зто, как показывает сравнение с опыт­

ными диаграммами, не соответствует действительному характеру

течения этих процессов. Однако в тех случаях, когда потери дав­

ления в кдапавах незначительны, вторая схематизация может

оказаться приемлемоЙ. Поэтому ее используют для схематизации

рJ

v

Рис:. 8.4. Drop8JI схемати38ЦJUI: JDJДJQCaТорвой AВarpax­

мы поршвeaoro компрессора

диаграмм крупных малооборотных поршвевых компрессоров,

имеющих небольшие потери в клапанах.

По этой же причине вторую схематизацию применяют для ком­

прессоров объемного принципа действия с принудительным газо­

распределением, также имеющих малые потери давления при вса­ сывании и нагнетании - винтовых, ротационных с вращающим­

ся ротором и т. п.

Для холодильных поршневых компрессоров обычно использу­

ют первую схематизацию, обеспечивающую .ручшее качественное

соответствие схематизированной и опытной'диаграмм и являю­

щуюся более универсальной, так как она позволяет оценивать

как мощность, так и производительность компрессора.

ПРОИЗВОДИТeJIЬвостЬдействитeJIЬВОГО порmвевого 'КОмпрес­

сора. Производительность действительного поршневого компрес-

сора VA вследствие влияния мертвого пространства, гидравли­

ческих сопротивлений при всасывании и нагнетании, подогрева

рабочего вещества во всасывающем тракте, утечек его через не­ плотности и других факторов всегда меньше, чем производитель-

ность теоретического компрессора VT • Для оценки потерь произ­ водительности или, иначе, объемных потерь поршневого компрес­ сора вводится понятие коэффициента подачи.

Коэффuцuен.т nодачu поршневого компрессора показывает, во сколько раз его действительная производительность меньше теоретической, и определяется соотношением

(8.13)

где VA , VT - действительная и теореТическая объемные произ­ водительности компрессора, мв/с; GA =V/Vи, GT =V/Vи - дей­

ствительная и теоретическая массовые производительности ком­

прессора, кг/с; Vи - удельный объем рабочего вещества при вхо­ де во всасывающий патрубок компрессора, мЗ/кг.

Коэффициент подачи поршневого компрессора, зависящий одно.·

временно от ряда ~ТOPOB, представляют в виде произведения нескольких (для холодильных компрессоров обычно четырех)

коэффициентов, каждый из которых учитывает влияние какого­

то одного фактора

(8.14)

Объе.мн.ЫЙ "оэффuцueн.т л'с учитывает уменьшение производи­

тельности действительного компрессора из-за расширения рабо­

чего вещества, оставшеrocя в мертвом объеме, и, кроме того, из-за

потерь давления при нагнетании, приводящих к тому, что процесс

обратного расширения начинается при давлении Рз, более высо.

ком, чем давление нагнетания Ри ' на значение Арз потерь давле­

ния в нагнетательном клапане и ПОСЛедуЮщем тракте ~CM. рис. 8.2).

326

и может быть найден непосредственно из индикаторной диа­

граммы.

Объем V' можно представить по рис. 8.2 в таком виде:

Считая процесс 3-4 политропным с показателем Пр' можем

записать

V4, = Vc ( Рз / Рв)1/1/р •

Подставив этотре.зультат в зависимос'~ь (8.16) и заТем в отно-

в тех случаях, когда Арз невелико, л'с можно определять по

формуле

где пк = Ри/Рв - отношение давлений компрессора.

Из полученных зависимостей видно, что при пк = 1 будет л'с = 1,

а с увеличением пк объемный коэффициент уменьшается. В пре­ деле возможен такой режим работы компрессора, при кото­

ром все сжатое рабочее вещество помещается в мертвом объеме.

При этом нагнетательный клапан не открывается и нагнетание отсутствует. В процессе обратного расширения давление всасыва­

ния достигается в НМТ и, значит, процесса всасывания также

нет. Такому предельному режиму, когда л'с =О, соответствует от­

ношение давлений, которое можно найти, приравняв нулю пра­

вую часть формулы (8.18)

Для с =0,05 и nр= 1,0; 1,15; 1,3 при работе на фреонах и ам­ миаке предельное отношение давлений равно соответственно 21;

33,2 и 52,3. Изменение л'с с увеличением пк наглядно иллю­

стрирует рис. 8.5.

Коэффициент дросселирования

рлАР учитывает уменьшение произво­

дительности из-3&. потерь давления во

всасывающем тракте и КJIапане, вслед­

ствие которых процесс сжатия начи-

нается при давлении Pt., более низ­

и также может быть найден из индикаторной диаграммы.

При политропном процессе сжатия с показателем nс объем в

точке l' находим из выражения

Vl ' =(Ус + VП)(Pl / рв)l/n. ,

используя которое, можем определить АУ;

(8.20)

Подставив формулу (8.20) в (8.19) и заметив, что отношение

усfV' после умножения и деления на VП есть не что иное как

отношение С/Лс , получим такое выражение для лдр ;

1... =1- 1:,с[1- (Р.-;,.щ,lГ'].

у современных среднетемпературных холодильных компрессо­

ров коэффициент дросселиpciвания находится в пределах лАР=

=0,98 + 1,00. У низкотемпературных компрессоров с малыми дав­

лениями всасывания он может снизиться до Лдр= 0,95+0,98

из-за повышеннЫХ потерь во всасывающих клапанах.

При длинных трубопроводах вследствие колебаний давления

в них коэффициент дросселирования может быть больше едини-

ЦЫ ЛАР = 1,01+ 1,03 В'1ЩCJIyЧaЯX, когда максимум давлеиия втрубо­

проводе совпадает с процессом всасывания. Известны случаи, ког­ да из-за такого инерционного, динамического наддува производи­

тельность компрессора возрастала на 10% и даже более [82].

При неблaroприятных акустических характеристиках сети или режимах работы, когда всасывание происходит при минималь­ ных давлениях, производительность компрессора может, наобо­

рот, уменьшаться.

Инди"аторный "оэффициент всасывания определяется как

произведение двух только что найденных коэффициентов .

1., = Л,Л.. ~Л,- (1 +<)[1- (1'. ;.щ,lг']=

= (Рв ~BAp1)1/1/... - с[( Ри ;вАра)1/1/р - ( Рв ~BAp1)1/1/.., ] • (8.21)

Индикаторный коэффициент всасывания отражает ту часть потерь производительности, которая может быть определена по индикаторной диаграмме. Поэтому его иногда называют коэффи­ циентом видимых объемных потерь.

При определении. АV процесс 1- l' ввиду его малой протя­

женности (см. рис. 8.2) вполне допустимо считать изотермным.

Тогда

(8.22)

Иногда считают изотермным и процесс обратного расшире­ ния, что позволяет привести формулу для Лt к простому виду

Однако при работе на веществах с высокими 'показателями

изоэнтропы, таких как аммиак, воздух, когда значения ПР пре­

вышают единицу, полученные из этой формулы значения Лt мо­ гут оказаться заниженными на 3-10%, причем большие значе-

ния погрешности относятся К более высоким ПР и Хк ' В этих

случаях предпочтительно пользоваться формулой (8.22).

При выполнении тепловых расчетов вновь проектируемых ком­

прессоров или при невозможности по.лучить опытную индикатор­ ную диаграмму допустимо использовать ее первую схематизацию

и полагать, что ЩJl =ЩJв, ЩJз =l!.]JH' а значения ЩJв и l!.]JH

определять из рекомендаций, приведенных выше. Показатели ПОЛИ1'РОп находят с помощью зависимостей (8.11) и (8.12).

Коэффuцuен.m подогрева л.w оценивает уменьшение произво­

дительности компрессора из-за подогрева рабочего вещества при

его движении от'Входного сечения всасывающего патрубка до мо­

мента закрытия всасывающего клапана. В процессе движения

рабочее вещество нагревается от корпуса ко~прессора, всасываю-.

щего клапана, крышки, стенок цилиндра и поршня. При этом его удельный объем увеличивается и, хотя фактический объем

всасываемого в цилиндр рабочего вещества остается неизмен­

ным, масса его уменьшается, а значит, уменьшается и исполь­

зуемый в расчетах объем, отнесенный к условиям всасывания.

Эта потеря производительности является скрытой и не может

быть определена из индикаroрной диаграммы.

При анализе описанных явлений удобно использовать изображе­ ние рабочих процессов компрессора на s-Т-диаграмме (рис. 8.6),

на которой процессы подогрева для наглядности показавы проходя­ щими последовательно, хотя некоторые из них идут одновременно и, строго говоря, могут быть разделены лишь условно.

Состояние рабочего вещества при входе в компрессор опреде­

ляется точкой а. В идеальном адиабатном компрессоре процесс

сжатия был бы изоэнтропным С конечным состоянием нагнетае­ мого вещества в точке д. В действительном компрессоре одновре­ менно происходят подогрев и снижение давления вследствие

ется следствием смешения свежего заряда с рабочим веществом,

расширившимся из мертвого пространства.

Процесс сжатия начинается в roчке 1и на участке 1-е Идет с подво­

дом теплоты от более теплых стенок1 цилиндра, вследствие чего

энтропия возрастает. При дальнейшем сжатии температура рабо­ чего вещества становится выше средней температуры стенок ци­ линдра и оно начинает отдавать теплоту. Вследствие этого в про­

цессе е-2 энтропия уменьшается. При нагнетании 2-3 темпера­

тура незначительно снижается. Процесс обратного расширения 3-4 состоит из двух процессов: 3-ж с отводом и ж-4 с подводом теплоты от стенок цилиндра. Рабочее вещество, расширившееся из мертвого пространства состояния 4, смешиваясь со свежим зарядом состояния г, дает начальное состояние 1. При этом нуж­

но отметить, что подогрев при изобарном смешении приводит

к изменению только температуры, а не суммарного объема и, значи'т, на объемную производительность не влияет.

Поэтому коэффициент подогрева определяется отношением удельных объемов в точках б и г

л.w = V6 /V I •

Удельный объем в точке б, а не в точке а взят потому, что

влияние потерь давления во всасывающем клапане уже учтено

коэффициентом дpQCселирования л.АР •

Записав ураВнение реального рабочего вещества в виде pv = zRT

иприняв во внимание, что процесс б-г изобарен, т. е. P(J =Рг'

аизменение температуры обычно невелико и можно с достаточной

точностью полагать также, что и z(J == Zz, получим

л.w =T(J/Tz ,

Для идеального газа изоэнтальпа совпадает с изотермой, т. е.

л.w = та/т,·

Коэффициент подогрева может быть представлен как произве­

дение двух коэффициентов

где л.wк учитывает подогрев в корпусе компрессора от входного

патрубка до клапана, а л.wц - подогре8 в цилиндре [85].

Характер изменения л.w и его составляющих для разных кон­ струкций холодильных компрессоров показан на рис. 8.7. Вид-

1 Под стенками цилиндра эдесь нужио поиимать поверхиость rDJIЬЭЫ,

арышки ЦИJIИвдра и поршвя.

но, что с увеличением отношения давлений ЛW уменьшается. При

этом лw у бессальии~ового компрессора ПБ80 меньше, чем у ком­ прессора П80 с внешним приводом. это объясняется тем, что в бессальниковом компрессоре обмотки электродвигателя ОXJIажда~ ются рабочим веществом, к которому подводится часть джоуле-

вой теплоты потерь в количестве Qa(JJ,B =Ко.,снА1ТlаЛ.ДВ} Вэтой

формуле Ко•с ~ 1 - коэффициент, учитывающий, какая часть

электродвигателя. Остальна. часть этой теплоты передается ок­ ружающему воздуху путем конвективного теn.лooбмена.

По этой причине составляющая Л"К у бессалЬНИRОВОГО ком­

прессора ниже, чем у машины ~ внешним приводом, в то время как Лwц ' учитывающий теплообмен в цилиндре у обоих компрес­

соров, практпчески одинаков.

Свойства рабочего вещества 3И8читeJ1ЬВО ВJIИЯ10Т на лw (рис. 8.8).

Компрессоры с внешним приводом ПНО и П220, отличающиеся только числом цилиндров (4 и 8 соответственно) и имеющие одинаковую конструкцию RJIaПанной и цилиидро-поршневой групп, при работе на аммиаке R717 имеют меньшие значения Лw ' чем при

работе на хладоне К22 [85, 88]. это объясняется тем, что при

работе на R717, у которого показатель изоэнтропы выше, чем у

R22, температура нагнетанпя больше, деталп п корпус нагреты

сильнее, перепад температур междУ ними и рабочим веществом выше и теплообмен идет интенсивнее.

Коэффuцuен.m nлоmн.осmu ЛIIJI учитывает уменьшение про­

изводительности из-за утечек и перетечек через уплотнения ком­

"r:I§'Иt111 ~~lnEm~

соров Пll0 и П220 с с = 0,045 при работе на R717 (сплошиаи лииия) и на R22 (штриховая .JUПIИИ); 6, z - ДЛИ визкотемпературиоro компрессора ф}7С12 СО спеф(aJIblIЫIIИ клапанами, имеющими умевьшеииый мертвый объем, при ра­ боте на R22 (сплошиаи ливии) и на R502 (штриховая JDlВИи)

жеННУЮ формулу, которую можно применять в инженерных рас­

четах,

л.~ =ТО/ТК'

где То' ТК - абсолютные температуры кипения и конденсации

соответственно, К.

Для малых герметичных компрессоров может быть использо­

вана эмпирическая зависимость

где 1iK , ТК - абсолютные температуры рабочего вещества при

входе во всасывающий патрубок компрессора (т. е. по существу во входной патрубок кожуха) и конденсации соответственно;

АТас =Т1К - ТО - перегрев рабочеговещества при всасывании; то -

абсолютная температура кипения; а = 1,0 + 1,2 и Ь - опытные

коэффициенты. При свободном движении воздуха около кожуха

ь=0,2 + 0,8, при принудительном Ь=0,2 + 0,6. Меньшие значения Ь

соответствуют Qo =0,1 + 0,5 кВт, наибольшие Qo =8 + 9 кВт [85].

Опытные значения коэффициента подачи современных холо­

дильных компрессоров Изменяются в широких пределах в зави­

симости от режимов работы и конструкции машины (рис. 8.10).

334

у среднетемпературных компрессоров П110 и П220, имеющих

относительный мертвый объем с =0,045, в диапазоне ХК =2 + 11 коэффициент подачи изменяется в пределах л. =0,9 + 0,5. При

работе на R22 л. выше, чем при работе на аммиаке R717 из-за

меньшего подогрева рабочего вещества при всасывании.

у низкотемпературного компрессора ФУС12 со специальными клапанами в диапазоне ХК =5 + 34 л. =0,7+ 0,3, причем по той

же причине при работе на R502 с более низким показателем изоэнтропы, чем у R22, коэффициент подачи несколько выше. Опыты проводились при стандартной температуре конденсации

fк =30 ос [85].

Среднее индикаторное давление деЙСТВИТeJIьноrо компрессо­ ра. Среднее индикаторное давление действительного компрессора определяется по площади действительной индикаторной диаграм­

мы так же, как и для теоретического

- индикаторная работа, затраченная поршнем на сжатие и

перемещение рабочего вещества в одном цилиндре, Дж; FИ•А -

площадь индикаторной диаграммы, мм2 черт.; тр - масштаб

давлений по оси ординат индикаторной диаграммы, Па/мм

черт.; mv - масштаб объемов по оси абсцисс индикаторной диа­

граммы, м3 /мм черт.; мм черт. - размерность отрезков на поле чертежа индикаторной диаграммы; У, р - текущие значения

объема ( м3 ) И давления (Па) в цилиндре соответственно; Г -

замкнутый контур (линия) индикаторной диаграммы.

Мощность и КПД деЙСТВИТeJIьноrо компрессора. Индu"атор­

ную .мощность действительного компрессора наиболее точно мож­ но найти из анализа его индикаторной диаграммы. Определив пло­ щадь индикаторной диаграммы, находят по формулам (8.25) ра-

боту Ltп или по (8.24) среднее индикаторное давление Р, и затем

индикаторную мощность

(8.26)

Необходимо иметь в виду, что для многоцилиндровоro ком­ прессора определение Н, по индикаторной диаграмме, снятой с

одного цилиндра, достоверно, строго говоря, только при условии

335