А. В. Бараненко. Холодильные машины

Рис. 8.55. Диarpамма распределевия давлений по полаетам " вкитового ICомпреееора"

строения ОТ точки Б откnsptывают отрезоr h/г1' Полученная

точка В и ее координаты [Ра; (<I>1C - 2х/г1)} Точка Г находится

на пересечении вертикали, опущенной из точки В, с кривой АВ.

Отложив влево отрезок ГЕ, также равный осевому шагу зубьев h/г1' получим вторую точку (Е) политропы сжатия. Такую опе­

рацию нужно повторять до пересечения ломаной кривой с осью

ординат.

В итоге построения получим ломаную линию БВГЕЖЗИА

показывающую, как распределяются давления По полостям, на­

пример, отрезок ВГ - перепад давления между давлениями в камере нагнетания и в соседней парной полости. Аналогич­ ным образом находят перепады давлений между другимн по­

лостями, конечно, эта ломаная линия ндеализирована, из-за про­

течек газа давления между полостями меняются не скачкооб­

разно, а сглаживаются.

При построении диаграммы влиянием протечек пара можно пренебречъ, а n положить pallHblM показателю адиабаты. Полу­ чим качественную картину "Изменения давлений в полостях ком­ прессора. Диаграмма распределения давлений используется при

расчете протечек пара в компрессоре, расчете сил и крутящих

моментов, действующих на ,инты.

Производительностъ винтового компрессора. Необходимая действительная производителъность компрессора определяется по заданной холодопроизводителъности холодильной машины Qo' а также по выбранному холодильному агенту и режиму работы.

Действительная массовая производительность компрессора

Ga = Qr!Qo, где qo - удельная массовая холодопроизводитель-

Коэффициент к, равен отношению суммарной площади пар­

ных впадин в сечении их торцевой плоскости к квадрату внеш­

него диаметра ведущего винта. При соблюдении геометрическо­

го подобия поперечного сечения винтов к, является величиной

постоянной, не зависящей от диаметра D1• ДЛЯ типоразмерного

ряда с асимметричным профилем зубьев при i 12 =6/4 К,= 0,1191.

При проектном расчете компрессора определяют Dl'Из фор­

мулы (8.149) имеем

(8.150)

(8.151)

Выразив n через окружную скорость на внешнем диаметре

ведущего винта: nl = щ!(тr.D1), после цодстановки в формулу

(8.15Ц получим:

(8.152)

По приведенным ЗJiВИСИМОСТЯМ выбирают ближайший раз­ мер D1 из типоразмерного ряда, как правило, ближайший боль­ ший, и корректируют частоту вращения винта или другие вели­

чины (и1, D1).

Объемные и энергетические характеристики винтового ком­ прессора сухого сжатия. Классификация протечек. Действи­ тельная объемная производительность винтового компрессора су­ щественно зависит от относительной величины протечек газа

через щели, определяемой при прочих равных условиях площа­ дью поперечного сечения щелей и сопротивлением движущему­ ся в них газу, а также от ряда других факторов.

Как и в любой компрессорной машине, проrечки делятся на внешние и внутренние. Внешние не влияют на состояние рабо­ чего вещества в компрессоре. Внутренние, напротив, изменяют

его параметры в рабочем процессе, причем тем значительнее,

чем больше их относительная величина.

Внутренние протечки винтового компрессора условно делят­ ся, как упоминалось, на утечки и перетечки. Утечки - это про­ течки из области сжатия и камеры нагнетания в области всасы­ вания. Перетечки -'- это протечки в парные полости компрессо­

ра в процессе сжатия в них газа после отсоединения их от каме­

ры всасывания. На коэффициент подачи компрессора непосред­

ственно влияют утечки и косвенно, в меньшей мере, перетечки. Выше мы уже встречались с определением коэффициента пода­

чи. Теперь рассмотрим этот коэффициент подробнее.

438

Коэффициент подачи винтового компрессора. Коэффициен­

том подачи л. называется отношение действительной объемной

производительности VA к теоретической VT , определяемых при

одних и тех же условиях, обычно при параметрах рабочего ве­

щества в камере всасывания Рв' Тв' Умножив и разделив на Ро'

получим л. = ~PBAYтPB) =GA/GT • Отсюда следует, что л. равен

также отношению действительной массовой производительнос­

ти компрессора к его теоретически возможной массовой произ­

водительности, т. е. определяемой при плотности рабочего веще­

ства, равной его плотности в камере всасывания. Следует заме­

тить, что в случае Использования газодинамического наддува

средняя плотность рабочего. вещества в полости всасывания

в момент отсечения ее от камеры может оказаться выше плот­

ности его в камере всасывания.

Экспериментально найденное значение КОэффицие'нта подачи

учитывает влияние различных факторов на производительность

утечки рабочего вещества через щели в полости всасывания;

гидравлические сопротивления тракта и в окне всасывания;

подогрев рабочего вещества на всасывании от смешения с при-

текающим в полость газом и от более нагретых деталей;

термодинамические свойства рабочего вещества;

центробежные силы, действующие на рабочее вещество;

наличие защемленных объемов на всасывании.

Для винтовых компрессоров сухого сжатия можно предло­

жить следующие зависимости, учитывающие влияние перечис­

ленных основных факторов~

При установившемся режиме в каждой парной полости ком­

прессора совершается одинаковый рабочий цикл. Следователь­

но, коэффициент подачи всего компрессора можно принять рав­ иым коэффициенту подачи одной парной полости. Различиями

условий в ведущем и ведомом винтах при этом можно пре­

небречь.

При отсутствии влияния всех факторов максимальная масса

рабочего вещества могла бы поступать в одну парную полость

GT = WпРв' где РВ - плотность газа в камере всасывания. За

время заполнения парной полости в нее поступит масса G' уте­

чек, занимающих объем G~Vy до смешения со свежим зар~дом.

Таким образом, до смешения рабочего вещесТВа объем парной

полости WП =G~Vy + G~V1c' где G~ - масса свежей порции ра­

бочего вещества; v1c - ее удельный объем.

Из приведенных выра,жений найдем массусвежего заряда рабо­ чеговещества, поступившегов парную полость, G~ =(wп - GAv~)Р1с'

где Р1с - плотность газа свежего заряда. Можно принять, что

смешение газов происходит при некотором среднем давлении

Р1 =Ру =Р1с' Кроме того, рабочее вещество находится в области

перегретого пара, а изменение его давления в процессе смеше­

ния невелико. Тогда коэффициент подачи

439

Воспользовавшись уравнением состояния, выразим Рlс И Р.

через давления Ptc = P/(ZcTlc) и р. = pj(zjT.) соответственно

и условные температуры

Преобразуем полученное выражение. По.лезный объем всех пар­

То же за одну секунду WПZ1n1 = WTnt • Массовый расход газа,

прошедmий через щели за одну секунду в полость всасывавия

Gy = Gizlnl' откуда G~ =Gy/(zlnl)' Тогда

G~ Gyz1 Gy

WП = Zl nl w" =n1 w,. .

Подставив это выражение в формулу (8.153), получим фор-

мулу, удобную для вычислений, .

(8.154)

где Рl - давление газа в конце процесса всасывания, учиты­

вающее влияние центробежных сил, действующих на газ, и по­

терю давления в процессевсасывания; Тlс - температура свежего

заряда пара до смешения с утечками.

Оно может быть найдено по формуле (8.124)

Рl = о.5(Р.(1+ е-а)- О,5Др.(3+ е-а)].

где е = 2,72; а = O.5(и~ - и~)/(Hт.); ик = пd8иn1; R - газовая

постоянная; Ар. - ПO'l'eP1lдaJЧIeНИJI raaa в окне и в полости всасы­

вания.

Удельный объем газа утечек в полости всасывания до смеше­

ния газов иу определяется в точке пересечения линий Рl =const

и ty =const в тепловой диаграмме. Температуру утечек Т вы­

числяют при расчете утечек Gу через щели из уравнения ~пло­

вого баланса [63, 66, 104.].

440

Выразим иу =z.JlT/Ру и подставим В формулу (8.154). Получим

Формулы (8.154) и (8.155) не учитывают влияния защемлен­ ного объема. Методика расчета массы утечек рабочего вещества - газов и перегретых паров - изложена в работах [11, 17, 19, 63, 66. 105]. Как показал опыт ее применения в расчетах ВКС, ра­ ботающих на хладонах, она дает результаты, удовлетворитель­

но совпадающие с данными экспериментов.

На рис. 8.57 приведеныопытные зависимости коэффициента

подачи компрессоров сухого сжатия от внешней степени повыше­ ния давления и от окружной скорости и1•

АнаJJИЗ ВJJИЯННЯ раЗJJИЧНЫХ факторов на коэффициент подачи. Полученные зависимости позволяют сделать вывод, что

коэффициент подачи винтового компрессора сухого сжатия уве­

личивается при прочих равных условиях:

с уменьшением массового расхода утечек Gу' а следователь­

во, с уменьшением эффективного сечения зазоров в рабочем про­

странстве компрессора;

спонижением газовой постоянной R и температуры утечек Ту;

суменьшением газодинамических потерь Ар. = Р. - Рl на вса­

сывании;

суменьшением температуры свежего заряда газа Т1с' Т. е.

суменьшением температуры подогрева газа на всасывании;

Рис. 8.51. Характер эависимоетей Коэффициента подачи л. хо­

JlОДИЛЪВОГО винтового компрессора сухого сжатия (ХВКС) и его

эффективиого КПД 11. от ввешней степени повышения давлеиия

_. (а) и от ОКРУЖИОЙ СКОрОсти и1 (6) на вершинах аубьев веДУ­

щего винта. Рабочее вещество R22

441

Коэффициент подачи л увеличивается с уменьшением отно­ сительной длины линии контакта винтов, с возрастанием гид­

равлического диаметра полостей винтов, с увеличением углов

всасывания (Х.1В и (Х.2в до оптимального их размера и с увеличени­

ем угла наклона винтовой линии зуба /3и' Не все указанные фак­ торы одинаково влияют на л. Одними из основных являются зазоры между винтами, измеряемые в нормальной плоскости,

Некоторые факторы влияют косвенно, например угол накло­

на зубьев. Он связывает зазоры (и шаги зубьев) в нормальной би

и торцевой бтплоскос1'ЯХ;.зависимостьюби= бтсos/3%' где 13% =/3 - /31(2)'

Минимально безопасные зазоры назначаются в торцево'й плос­

кости, так как именно от них зависит безопасная работа взаим­ ного зацепления винтов. В то же время сечение щелей опреде­

ляется зазором б в нормальной плоскости. При больщих углах

наклона зубьев (f3и ~ 51+59 ·С) зазор би ~ (0,6+0,36)бт, т. е. со­

ставляет лишь часть от торцевого. Это обстоятельство важно

иметь в виду, назначая зазоры.

Влияние вязкости рабочего вещества неоднозначно: с умень­

шением вязкости снижаются газодинамические потери на вса­

сывании, что способствует повышению л, но одновременно уве­

личиваются протечки газа, что снижает л.

Двоякое влияние оказывает на л и окружная скорость, а при

выбранном диаметре - частота вращения винтов. С увеличени­

ем n1 уменьшается второй член в скобках формулы (8.155), т. е. относительное значение утечек. Одновременно увеличивается

скорость рабочего вещества в окне всасывания, что уменьшает

первый член в скобках формулы (8.155), так как возрастают

газодинамические потери АРВ ,приводящие к снижению плот­

ности газа в полостях всасываПия. Существует оптимальное зна­

чение окружной скорости иl' с превышением которого ухудша­

ется л.

Из выражения и1 =1tD1n1 следует, что оптимальную скорость

при минимальной частоте вращения можно обеспечить за счет увеличения D 1 в известных пределах, что подтверждается и ста­ тистикой. При этом уменьшается относительный размер зазо­

ров. Увеличение D 1 позволяет также увеличить сечение окон

всасывания и нагнетания и снизить потери в них. Все это спо­

собствует росту коэффициента подачи и энергетической эффек­

тивности компрессора.

На рис. 8.58 приведены значения оптимальной окружной ско­ рости и1 для холодильных агентов R717 и R22 в зависимости от внешней степени повышения давления и размера зазоров для компрессоров сухого сжатия. Вид кривых показывает, что с по­

вьшением пи значение оптимальной окружной скорости увели­

чивается, так как при этом растет абсолютный расход протечек

в единицу времени. Однако необходимо заметить, что в прин­ ципе зависимость и1 = {(n 1) не может отразить влияния всех

факторов на эффективн~ть машины.

442

окружной скорости пользуютрости и1 от -в' профиль аубьев асиммет­

ся экспериментальными данрИЧИЫЙ:

ными. При определении ско- 1 - К22; 2 - К12; 3 - К717

рости В случае работы на неисследованвом рабочем веществе

можно воспользоваться приближенной зависимостью

ав

где k и R - показатель адиабаты и газовая постоянная соот­ ветственно; индексы .а. - новое рабочее вещество, .в. - ис­

,

Компрессоры, имеющие винты с циклоидальным профилем

на тыльной части зуба, обладают, как указывалось, относитель­ но хорошей осевой герметичностью, но и, несмотря на некото­

рую разгрузку, защемленными объемами. Они же, как правило, не имеют осевой треугольной щели. Для них выбирается окруж­

ная скорость на 8-10% меньше, чем для винтов с осевым тре­

угольным отверстием (например, с окружным профилем зубьев).

При большой разности давлений Ар =ри - Рв увеличивает­

ся влияние протечек через щели и через осевую негерметич­

ность, поэтому окружная скорость должна быть более высокой,

но при этом растут газодинамические потери, что снижает л.

Теоретическая и дей~ительиая индикаторные диаграммы.

Теоретический цикл работы винтового компрессора состоит из

изобарных процессов всасывания и нагнетания, проходящих, как

--указывалось, при переменной массе рабочего вещества, и И30ЭН­

тропного процесса сжатия (npeнебрегая тепломассообменом между

.рабочим веществом и внешней средой). Возможные теоретичес­

кие индикаторные диаграммы винтового компрессора показаны

на рис. 8.59. В отличие от поршневого в винтовом компрессоре

отсутствует мертвое пространство (мертвый объем), а цикл, как

и у всех компрессоров, разомкнут, поэтому процесс всас~вания

на диаграммах изображают начинающимся от оси ординат,

а процесс нагнетания на той же оси заканчивается.

443

....._____~1

v

Рис. 8.59. Теоретические ИВДIIlC8торвые диarрахмw ДJUI раа­

JlИЧВЫХ режиков работы вИJlТОВОro компрессора: а - основ­

иой (оптимaJJblIЫй) режим; (J - режим сиедожатнем гааа в компрессоре (дожетие'- ваerерметическое); в - режим

с пережатвем гааа ВJIY'I'ри компрессора

}lз-за отсутствия самодействующих клапанов па нагнетании давление внутреннего сжатия может, как отмечалось, не совпа­

дать с давлением Ри' ч'1'О отражается на характере течения про­

цессов нагнетания (рис. 8.59, б, в). Если Р < Рн' то дожатие

газа происходит в момент соединения парно\: полости с каме­

рой иarнетания. это случай так называемого внеreoметрического дожатия. Если Ра > Рн' '1'0 В момент соединения полости с каме­

рой газ расширится, а работа, затраченная на его .пережатие.,

превратится в теплоту. это самый невыroдный режим работы

компрессора.

Наиболее экономичным ЯВJIяется режим, при котором давле­

ния Ра = Рн' т. е. совпадают. Этот режим условились назы­

вать ,основных. На рис. 8.60.представлены индикаторные диа­ граммы действительных рабочих циклов ВИН'1'Ового компрессо­

ра Линия а'-Ь показывает изменеиие Д8.ВJIения в парной полос­

ти'(в координатах W, p~ в npoцессе всас'ьпания. В точке Ьдавле­

иие raaa ниже давления в камере всасывания Рв; Ь-с - процесс

перен0С8, в течение КО'1'Орого газ из впереди ИдуЩих полостей

поступает в уже-изолированнytO полость. Процесс переноса ха-

444

ъ

Рис_ 8.60. Ивдикаторвые диerpaммы деАствитель­ вoro рабочеro ЦИJCJIа ХВКС при sr = const и рааJlИЧ­ ВЫХ давлениях иaraетавия, а также рааличвой: час­ тоте вращевиа винтов., Защем.пеJJВЫЙ об'Ь8111 ва вса­

сываиии ве раагружев:

1 - Р" '" р. + 0,1 ЪПIa; "1 = 200 с"l; 2 - р. = р. + 0,1 МПа:

"1 = 100 с"l: 3 - р.<Р.:"l= 100 с"l (. -l'IOIC83IrI'eJIьадиабаты)

рактерен для ведомого винта при недостаточно развитом окне

всасывания. У ведущего винта процесс перен0С8 часто отсутст­

вует и тогда точки Ь и с сливаются. В точке с давление газа

может быть ниже или выше давления всасывания Рв' Ливия c-d - процесс сжатия. Как и во всех компрессорах объемного

~инципа действия, сжатие пара сначала идет с теllЛопритоком ОТ поверхностей винтов и корпуса, затем - с теплоотдачей от

газа в обратном направлении. Следовательно, процесс сжатия

идет спеременным показателем условной политропы. Давление

а точке е выше давления Ри' что происходит при несовпадении

давлеиия внутреннего сжатия газа Ра С давлением в камере на­

гнетания Рн'

Газодинамические потери имеют .пик. в начале открытия окна нагнетания. В этот же момент, но менее интенсивио, вы­ равнивается давление в полости и в камере; Этим объясняется значительное КOJIебание давления на линии е-а, характеризую­ щей процесс нагнетания. В конце ЭТОГО процесса давление вновь

повышается, притом значительно, если зацепление винтов име-

445

ет защемленный (или недостаточно разгруженный) объем. Ко­

нечную точку процесса нагнетания принято совмещать с осью

ординат.

Вредное влияние оказывают перевальный объем и утечки рабо­

чего вещества из полостей с повышенным давлением в парную полость всасывания. Этот газ переносит с собой определенную часть рабочего вещества, снижая, как и в поршневом, массу

заряда свежего газа и подогревая его. <

Сравнение диаграмм 1 и 2 (рис. 8.60) режимов при Ри > Ра

показывает влияние частоты вращения ротора на давление внут­

реннего сжатия Ри ПРJJ Er = const; Wa - объем парной полости

в момент окончания в ней внутреннего сжатия. Диаграммы 2

и 3 позволяют сопоставить режимы Ри > Ра И Ри < Ра при прочих

одинаковых условиях. Различное течение процессов сжатия

в приведенных диаграммах указывает на влияние перетечек газа

между парными полостями сжатия. Кривые процессов всасыва­

ния характеризуют влияние утечек и гидравлических сопротив-

лений. ' Индикаторные диаграммы действительного рабочего цикла

позволяют глубже понять и изучить отдельные процессы винто­ вого компрессора. Они применяются также для расчета индика­ торной (внутренней) мощности компрессора (см. § 8.1). С этой

целью используется схематизированная индикаторная диаграм­

ма компрессора (рис. 8.61). Ее построение в принципе не отли­ чается от построения аналогичной диаграммы для поршневого компрессора (см. § 8.1).

Для ее построения по заданным давлениям в испарителе Ро и конденсаторе Рк необходимо назначить давления всасывания

Рв =Ро - 6,Ртр. В И нагнетания Ри =Рк + 6,РТР. К компрессора с уче­

том газодинамических сопротивлений в соответствующих трак­

тах: испаритель - компрессор (6,Ртр. в) и компрессор - конден- 'сатор (6,Ртр. к), Затем проводят линии постоянного давления рв

и Ри' после чего по оси абсцисс откладывают объемы WП и W2•

Точки 1 и ,r: лежат на политропе .конечных параметров., т. е.

кривой, им,'ющей постоянный средний показатель политропы

Пер =ln 1tи/[lП 1tи - lп(Ти/Тв)] (в дальнейшем индекс .СР. опустим).

Потерю давления на всасывании с приемлемой точностью можно определить по следующим зависимостям [11, 19]:

ния, "м/с, Da - эквивалентный диаметр впадины, м, V - кине-

11

J',~",:--,"~-+-~,;"::",_,,,

~~Jr-------~--~

Ра

Wz

Рис. 8.61. СхематиаироваИИ8JI ИИДИJCаторвая

диarpамма рабочего ЦИJCJIа ХВКС. Штриховой

ливией ПОI<aаава диаграмма действительного

ЦИJCJIа

матическая вязкость газа при условиях всасывания, м2/с [см.

также формулу (8.125)].

Падение давления в окне нагнетания 6,p~ =О,5~ирис~, где Ри

и СИ - плотность и средняя скорость газа в окне нагнетания;

При1fеденные зависимости п~азывают, что с повышением

давления значения гидравличес их сопротивлений увеличива­

Ются, так как возрастает плотн ть рабочего вещества. То же

происходит с увеличением скорости Св и Си' В частности, для

одного и того же компрессора; очевидно, эти скорости увеличи­

ваются при повышении окружной скорости U •

Всилу отсутствия мертвого объема в винтовых1 компрессорах

исимметричного отклонения действительного процесса сжатия

от политропы конечных параметров (см. рис. 8.61) среднее цн­

днкаторное давление [в паскалях (Па)] можно определить по схе­ ,ЪUlтизированной индикаторной диаграмме. Тогда

Р! =Fjmpmw/Wu,

где Р, - площадь индикаторной диаграммы, эквивалентная ин­

штабы давления, Па/мм, и объема, м3/мм.

ПЛощадь схематизированной индикаториой диаграммы F, вин­ тового компрессора состоит из трех площадок (см. рис. 8.61):

пл. F, = пл. 1-2-3-4 + пл. 1-4-4'-1' + пл. 2-2'-3'-3.

Эти площади [в квадратных миллиметрах (мм2)] можно опреде­

лить аналитически. Памятуя, что Plvi =P~V2 =const; n =const,

пл. 11-4-4'-1' =~;wп; пл. 12-2'-3'-3 =Ap~W2' •

Эти же площади можно измерить с помощью планиметра. Мощность, потребляемая винтовым компреесором, КПД.

В винтовых компрессорах, как и в других типах компрессорных

машин, подводимая к компрессору энергия расходуется на со­

вершение полезной работы сжатия, перемещение рабочего ве­ щества и преодоление сопротивлений. Последние обусловлены

несовершенством внутренних (рабочих) процессов, наличием теп­ ломассопереносаи механическим трением. H~ преодоление этих сопротивлений затрачивается работа, относимая к потерям, так как эти процессы необратимы. Потери можно разделить на внеш­

ние и внутренние.

Внешние потери не изменяют состояния (параметров) рабоче­ го вещества. К ним относятся: механические потери на трение

в подшипниках, в шестернях связи, уплотнениях валов, в порш­

нях, разгружающих осевые усилия роторов. Эти потери учитыва­

ются механическим КПД 111\1' а затрата мощности составляет N тр'

Внутренние потери вызывают изменение состояния рабочего вещества. Они обусловлены: внутренним тепломассообменом.

связанным с утечками и перетечками рабочего вещества и его

теплообменом с деталями компрессора; несовпадением давлений

внутреннего и внешнего сжатия; наличием защемленных и пере­

вальных объемов на всасывании и нагнетании (перевальным объемом называется объем рабочего вещества, переносимый при вращении роторов из области сжатия в область всасывания); газо­

динамическими сопротивлен~ями на трактах всасывания и на­

гнетания; трением рабочего вещества о детали. Два последних

вида потерь превращаются в конечном счете в теплоту, которая

усваивается в основном рабочим веществом, вызывая повыше­

ние его температуры.

Внутренние потери учитываются индикаторным (внутренним)

КПД 11" а затрата мощности называется соответственно инди-

каторной (внутренней) мощностью Н,. Индикаторная мощность компрессора [в ваттах (Вт)] равна работе, которая приходится на одну полость, умноженной на число полостей, поданных за

одну секунду, т. е.

N, =z,n,}ij'!1-pmw или Н, = z,n, Wпр,.

Работа внутреннего сжатия и выталкивания ВКС может быть определена также следующим образом. С учетом диагра~м тео­

ретических циклов (см. рис 8.59, 8.61) внутренняя работа ~OM­

прессора, затраченная на 1 м3 рабочего вещества при усло'виях

всасывания, _

l.H = n ~1PB(X~-1) + X:*(p~-Ра)= n ~1PB(e~-1-1) + e;l(p~- Ра)'

где Ха =Ра/Рв; Ра =PBe~; p~ =Рн + Ap~.

Далее

где n - средний показатe.1fь условной политропы, определяе­

мый по значениям конечных параметров (из уравнения поли­ тропы).

. Индикаторная мощность компрессора

Н, =КNl.H v,..

Тогда

(8.159)

. rде KN - коэффициент, учитывающий влияние отклонения дей­

ствительного процесса сжатия от условной политропы, потерь

на всасывании и влияния протечек.

j\!I~1

о 1,0 z,o J,O " +,0 р"/р,,

Рис. 8.63. Иамеиение коэффициентов yвeJIИЧеИWI теоретической

мичным режимом является основной, т. е. при РН =Ра• Самые неэкономичные режимы при РН < Ра (режимы с .пережатием.). их следует избегать. Повышение степени внутреннего ~жатия Ха несколько сглаживает (уменьшает) влияние отклонения РН от Ра, так как снижается роль изохорных процессов рабочего цикла.

ЭкспеРl:fменты подтвердили эти выводы.

Эффективная мощность, подводимая к ВКС, N e = N, + N тр'

Мощность N зависит, как указывалось, от механического тре­

ния и другихTPвидов сопротивлений, вызывающих потери работы,

относимые к внешним. Мощность Nтp можно найти, если за­

даться значением механического КПД. Поскольку 11.. = N/Ne, то

11 .. =N,/(N, + NTP ) или Nтp = N,[(l-11м)j",м]' (8.160)

Значение 11м принимают по экспериментальным данным. На рис. 8.64 приведены кривые 11м ={(Хн) при n = var для компрес­

сора сухого сжатия средней холодопроизводительности с под­ шипниками скольжения (кривые 1, 2). Основным источником

механических потерь в винтовом комцрессоре являются опор-

Эu:ергетическое совершенство компрессора характеризуется эффективным КПД, равным отношению изоэнтропной мощнос-

450

еI

Мощность двигателя, приводящего компрессор, должна уЧи­

тывать потери в промежуточной передаче (ускоряющей или за­

медляющей), а также сверх этого возможность работы компрессора

на максимальном (• энергетическом.) режиме при ХН RI 3 (см. § 8.1).

На рис. 8.65 приведены характеристики экспериментального ВКС в зависимости от внешней степени повышения давления

при работе компрессора на R22. Там же показан эффект охлаж­ дения корпуса компрессора. Повышение объемной и энергети­

ческой эффективности при охлаждении достигается за счет умень­ шения рабочих зазоров (уменьшения протечек) и отвода теплоты от рабочего вещества, снижающего средний показатель поли-

Объемвые и энергетические характеристики ХОJJОДИJJЬНЫХ

винтовых компрессоров. В настоящее время в холодильной тех­

нике применяют как винтовые компрессоры сухого сжатия (ВКС), так и маслозаполненные винтовые компрессоры (ВМК). Наибо­

лее распространены ВМК как у нас в стране, так и за рубежом.

Что касается ВКС, то следует отметить, что этот тип холодиль­

иых компрессоров примеНЯI?Т пока незначительно. Имеется ряд

Рис. 8.65. Зависимость л. и иидвкаториоro кпд '1'1, от внешней сте­

1 - Р. = 1,05'10& Па; 11- Р. = 2,02'10& Па; СПJlошные JlИНИИ.- а,.. = 28()4; ~. = 293°; штриховые Jlинии - а1• = 280°; ~. = 233°

451

зарубежных примеров их использования в режимах кондицио­

нирования и тепловых насосов. У нас в стране их серийно не

выпускают. Исследования, проведенные на кафедре холодиль­

ных машин и НПЭ СПБГАХПТ, показали перспективность при­ менения ВКС в режимах паровых холодильных машин в широ­ ком диапазоне температур и давлений. Факторы, влияющие на объемные и энергетические потери дЛЯ ВКС и ВМК, как будет

показано ниже, имеют существенные различия.

Вивтовые компрессоры <;)'Хоro сжатия. Коэффициент подачи. Объемные потери в ВКС, как было показано ранее в основном

зависят от газодинамических потерь на тракте всасывания и от

утечек рабочего вещества, поэтому коэффициент подачи можно

выразить уравнением

, (8.162)

где I!J..rю - уменьшение коэффициента подачи, связанное с па­

дением давления при движении рабочего вещества от патрубка

всасывания до впадин винтов; Алу - уменьшение коэффици­

ента подачи, связанное с наличием утечек рабочего вещества. Понижение давления на тракте всасывания Арве происходит

вследствие газодинамических потерь в камере всасывания Аркам'

при ударном входе во впадины винтов Аруд. ВХ И при движении

рабочего вещества по впадинам винтов от торца всасывания

к торцу нагнетания. Кроме того, на изменение давления во впа­ динах винтов влияет газодинамический наддув, который повы­ шает его на Аргн' Эти изменения на тракте всасывания можно

определить по методике, изложенной в работе [50].

Таким образом,

Арrю = ApK8JI. + Аруд. ВХ + ApJl,1l - APrH'

а объемные потери во всасывающем тракте с учетом ранее при­

нятых обозначений

подачи.

Как показали теоретические и экспериментальные исследо­

вания, проведенные в СПБГАХПТ [53], большую часть потерь составляют объемные потери, связанные с утечками рабочего

вещества. Как следует из рис. 8.66, при работе на хладоне 22

в режиме 1t = 3, рве = 0,105 МПа, Алу = 6,5%, в ТО время как

АЛ~ +А"л.у: вх +AXJI,1I = 5,7%.

452

Рис. 8.66. Зависимость объемных потерь в ВКС от наружной степеии повыmеиия давлеиия

Значительное влияние на коэффициент подачи оказывает га­

зодинамический наддув (ударная волна).

в рассматриваемом примере угол всасывания <Х.2ве = 293,50,

т. е. увеличен по сравнению со стандартным значением. Это при­ вело к тому, ~TO Алrн = 5,3%, т. е. соизмеримо с АЛу• При по­ вышении Пн до 5 Алгн = 4,3%, Т•. е. становится меньше, но все же значительно влияет на объемные потери. В этом режиме А"л.= 8,3%.

Объемные потери в камере всасывания малы по сравнению

с другими и составляют не более 0,2% от общих, поэтому на рис. 8.66 не показаны. _

Таким образом, чтобы повысить коэффициент подачи, необ­

ходимо совершенствовать' профиль винтов и использовать в ком­

прессорах увеличенный угол всасывания <Х.2ве' Методика расчета углов всасывания в холодильных ВКС дЛЯ получения эффекта rазодинамического наддува дана в работе [54].

Представленная методика определения коэффициента пода­ чи ВКС апробирована и дает хорошую сходимость с эксперимен­

тальными исследованиями. Однако она достаточно сложна. Обоб­

щение результатов исследований холодильных ВКС на хладо­ нах 13, 22, 12, RC318 позволили разработать более простой ме­ тод определения коэффициента подачи ВКС [51].

Известно, что на коэффициент подачи любого компрессора

объемного принципа действия сил.ьно влияют наружная степень

повышения давления Пн и плотность рабочего вещества на вса­

сывании в компрессор.

На рис. 8.67 показаВа обобщенная зависимость коэффициен­

та подачи ВКС с асимметричным профилем винтов от плотности рабочего вещества на всасывании с различными значениями пн

при оптимальной окружной скорости. Этой зависимостью мож­ но пользоваться для любого рабочего вещества в пределах ука­

занных ,плотностеЙ.

453

лr-~г-----~-------r------~--~

49~~~~~~--~~+-----~г--;

Рис. 8.67. Обобщеииая зависимость коэффициеи­

та подачи ВКС и 1\;::Х ОТ ПJIотиости рабочего ве­

щества иа всасываиии

Как уже отмечалось ранее, коэффициент подачи винтового компрессора зависит от профиля винтов, однако эта зависимость не велика, тем более что в реальных условиях коэффициент по­

дачи во многом определяется зазорами, которые будут установ­

лены при сборке компрессора.

Энергетические потери в ХОJJОДИJlЬНОМ ВКС. Из теории комп­

рессоров объемного принципа действия известно, что внутрен­

ний индикаторный КПД 111 связан С коэффициентом подачи сле­

дующим выражением:

(8.165)

где РI т' Р1 - среднее индикаторное давление теоретического и дей­ ствительного компрессоров; F" F1 - площади индикаторных

диаграмм теоретического и действительного компрессоров. Уравнение (8.165) можно переписать в виде '

где L АР - площадь индикаторной диаграммы, эквивалентная

сумме энергетических потерь.в действительном компрессоре. На рис. 8.68 схематично показаны индикаторные диаграм­

мы теоретического и действительного компрессоров, а также пло­

щади, эквивалентные потерям энергии в действительном ком­

прессоре, которые складываются из потерь: при всасывании -

АР00; при сжатии - АРеж; вследствие натекания рабочего веще­

ства из камеры нагнетания в парную полость, где происходит

454

гиетания теоретического и действительиого компрес­

соров; CPlc - угол сжатия

сжатие - АРиат; при выталкивании рабочего вещества из пар­ ной полости через окно нагнетания - АРвыт'

Таким образом, LAP =:: АРвс + АРеж + АРиат + Apвы• • Подставив

значение L АР в уравнение (8.166), получим

дикаторного КПД· из-за уменьшения массы рабочего вещества

прил.*I.

На кафедре холодильных машин и НПЭ СПБГАХПТ разрабо­

тан метод определения энергетических потерь холодильного ВКС,

работающего на различных рабочих веществах. '

. На рис. 8.69 показаны расчетные зависимости энергетических

потерь для экспериментального компрессора СПБГАХПТ [55], рабо­

тающего на хладоне 22 при давлении всасыванияроо =0,105 МПа.

Как следует из рис. 8.69, значение коэффициента А11л повыша-