Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
Интенсификация развития народного хозяйства страны, предусмотренная решениями XXVI съезда КПСС, требует повышения научно-технического уровня разработки и производства холодильного оборудования. Решению этих задач подчинена работа высшей школы по повышению качества подготовки инженерных кадров соответствующего профиля.
Настоящий учебник написан авторским коллективом кафедры холодильных машин Ленинградского ордена Трудового Красного Знамени технологического института холодильной промышленности в соответствии с действующей программой курса «Холодильные машины» высших учебных заведений, готовящих инженеров по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки» специализации «Холодильные машины и установки».
В основу книги положены лекции, читаемые в ЛТИХПе, а также многолетний опыт преподавания курса «Холодильные машины» в институте.
Основное внимание авторы уделили изложению теории, анализу и методикам расчета холодильных машин и их элементов. Рассмотрено ограниченное число примеров конструкций машин и устройств, применяемых в технике умеренного холода. Читатель может пополнить сведения по этому вопросу, обратившись к справочной литературе серии «Холодильная техника» [45, 46] и другим источникам.
Авторы выражают глубокую признательность д-ру техн, наук проф. Е. С. Курькчеву и д-ру техн, наук проф. В. В. Оносовскому за обстоятельный разбор рукописи и полезные советы, позволившие сделать изложение материала более ясным и методически строгим. Авторы благодарят канд. техн, наук доц. В. П. Суетинова за участие в написании гл. 13 рукописи, а также канд. техн, наук С. П. Аксе- нова, инж. И. Д. Лукьянову и других сотрудников кафедры холо- дильных машин ЛТИХПа за помощь в подготовке рукописи.
Отзывы и замечания по книге просим направлять по адресу: 191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10, ЛО издательства «Машиностроением.
ВВЕДЕНИЕ
Теплообмен, являясь одним из наиболее распространенных процессов в природе, диалектически связывает между собой процессы охлаждения и нагревания. Второй закон термодинамики устанавливает невозможность самопроизвольного перехода теплоты от менее нагретого тела к более нагретому.
Температурный уровень тела, устанавливаемый термодинамической шкалой температуры, позволяет однозначно определить направление естественного теплового потока. Наименее нагретыми телами или средами в природе являются окружающие нас воздух, вода, почва, т. е. окружающая среда, имеющая теоретически бесконечно боль шую теплоемкость.
Многие современные технологические процессы необходимо вести при температурах более низких, чем температура окружающей среды. Кроме того, температурный уровень окружающей среды в наземных условиях подвержен значительным колебаниям. Он не поддается регулированию, что не отвечает требованиям современного материального производства, жизни и быта людей.
Искусственный холод ——есть теплота, температурный уровень которой ниже температурного уровня окружающей среды. Искусственное охлаждение, т. е, процесс понижения температуры источника ниже температуры окружающей среды, можно осуществить двумя путями: 1) используя аккумулированный в ограниченном пространстве естественный холод; 2) используя выработанный в специальных устройствах ——холодильных машинах — искусственный холод 1.
Аккумулирование естественного холода путем заготовки водного льда в нашей стране с ее многомесячным холодным периодом на большей части территории применяется давно. Современные технические средства заготовки естественного водного льда для многочисленных мелких потребителей и его бессольное применение (при температуре около 0 ℃) делают этот способ энергетически и экологически целе-
m Выражения «аккумулированный холод» и «выработанный холод» являются удобными своей краткостью условными терминами. Их следует понимать как аккумулирование или выработку потенциальной возможности восприятия соответствующего количества теплоты.
сообразным. Применение льдосоляных смесей, в частности хлооила ^^^как честно, снизить температуру плав-
Для получения искусственного холода согласно второму закону термодинамики необходимо затратить внешнюю энергию. Температура охлаждаемого изолированного тела при этом будет понижаться, т. е. отнятие теплоты (охлаждение) воспринимается как «передача телу холода». Температура воспринимающего теплоту тела будет повышаться, однако, если теплота передается окружающей среде, имеющей бесконечно большую теплоемкость, ее температура практически не меняется.
Температурным пределом искусственного охлаждения является температура, близкая к абсолютному нулю (—273,15 ℃). Диапазон ' температур, достигаемый в холодильных машинах, условно делится на две области； область холода умеренной температуры (так называемая область умеренного холода) — до —160 ℃ и область глубокого холода ——от —120 ℃ и ниже. Вузовский курс «Холодильные машины» посвящен изучению способов получения искусственного холода умеренной температуры.
В цикле холодильной машины всегда имеются два внешних источника теплоты: источник теплоты низкой температуры (ИНТ) и окружающая среда или источник теплоты высокой температуры (ИВТ); ИНТ принято называть тело или среду, от которых отводится теплота. В машинах, работающих по теплонасосному или теплофикационному циклам, тело или среда, к которым подводится теплота, являются приемниками теплоты высокой темпе- ,ратуры.一
Для переноса теплоты от ИНТ к ИВТ в холодильных. машинах используются рабочие вещества. Рабочее вещество холодильной машины называют также холодильным агентом (сокращенно хладагентом). Физические, калорические и другие свойства рабочего вещества (см. гл. 3) в реальных условиях влияют на технико-экономические показатели холодильной машины.
Процесс производства искусственного холода для промышленных нужд необходимо осуществлять непрерывно, вырабатывая холод в холодильной машине и передавая его от ИНТ к ИВТ. Передача холода обычно осуществляется посредством жидкого или газообраЗ' ною теплоносителя или передачей охлажденной среды, например воздуха, непосредственно в охлаждаемые помещения (холодильные камеры).
Холодильные машины умеренного холода делятся на три основ- НЬ1е группы: компрессорные, теплоиспользующие, термоэлектрические.
Компрессорные холодильные машины используют энергию в виде механической работы. Одним из элементов этих машин является компрессор, сжимающий и перемещающий паро- или газообразное рабочее вещество. В зависимости от типа и мощности компрессора его пРивод осуществляется от двигателя: электрического, внутреннего сгорания, паровой или газовой турбины.
Теплоиспользующие холодильные машины ——абсорбционные и пароэжекторные ——в качестве источников энергии используют теплоту относительно низкого потенциала —— горячую воду, отходящие газы, отработавший пар, имеющие температуру выше температуры окружающей среды. Это так называемые вторичные энергетические ресурсы (ВЭРы), использованию которых в настоящее время в соответствии с решением XXVI съезда КПСС придается особенно большое значение.
В термоэлектрических холодильных машинах используется непосредственно электрическая энергия.
Компрессорные холодильные машины в зависимости от агрегатного состояния холодильного агента, с помощью которого осуществляются рабочие процессы цикла, делятся на паровые и газовые. В паровых холодильных машинах рабочее вещество совершает замкнутый обратный круговой термодинамический цикл, меняя свое агрегатное состояние по схеме; пар——жидкость——пар. В газовых холодильных машинах агрегатное (газообразное) состояние рабочего вещества не изменяется, причем в качестве рабочего вещества применяется преимущественно воздух.
Получаемые с помощью холодильных машин умеренно низкие температуры используются в различных отраслях народного хозяйства: в пищевой промышленности и сельском хозяйстве при заготовке и переработке скоропортящегося сырья, производстве и хранении пищевых продуктов; в химической и нефтеперерабатыва' ющей промышленности при производстве искусственного волокна, пластмасс, спирта, каучука и т. п.; в медицинской, фармацевтической и биологической промышленности при производстве и хранении лекарств и биологических продуктов; в производственных, административных и бытовых помещениях для кондиционирования воздуха; в железнодорожном, автомобильном и водном видах транспорта для сохранности при перевозке грузов; в горной промышленности для замораживания водоносных грунтов при строительстве шахт, туннелей, подземных сооружений; в машиностроении и радиотехнике; в спортивных сооружениях и во многих других случаях.
. В настоящее время в нашей стране выпускаются все виды холодильного оборудования, известного и применяемого в мировой технике. Отечественные- заводы выпускают холодильные машины от бытовых мощностью в несколько десятков ватт до промышленных мощностью 10 МВт. Более 75 % холодильных машин и оборудования предназначено для хранения и обеспечения технологии переработки пищевых продуктов. Вместимость холодильников за последние 15 лет увеличилась в нашей стране в 1,8 раза. Выпуск холодильного оборудования в ближайшие годы будет увеличен более чем в два раза.
Практическое применение холодильные машины пол}7чили в® второй половине XIX века. Однако массовое использование холода в промышленности и в быту началось лишь в XX столетии.
их^слп^их^слп^В развитие теории холодильных машин, создание новых типов н современных конструкций большой вклад внесли советские е胆у П. Л. Капица, А. А. Саткевич, И. И. Левин, В. Е. Цыдзик Я； Герш, Н. Н. Кошкин, В. С. Мартыновский, ф. М. Чистяков， М. Розенфельд^ А. Г. Ткачев, И. С. Бадылькес, А. А. Гоголин； М. Бродянскии, А. В. Быков, И. М. Кзлнинь и другие хорошо
их^слп^
их^слп^
известные холодильщикам нашей страны и за ее пределами.
В настоящее время над созданием новых, исследованием и усовершенствованием существующих холодильных машин и их составных элементов работают многие научно-исследовательские и учеб- нне институты, конструкторские бюро и заводы нашей страны
Г лава 1/
ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПОЛУЧЕНИЯНИЗКИХ ТЕМПЕРАТУР
Для понижения температуры рабочего вещества в циклах холодильных машин используется дросселирование (эффект Джоуля— Томпсона), расширение с получением внешней работы, вихревой эффект (эффект Ранка——Хильша), термоэлектрический эффект (эффект Пельтье), магнитокалорический эффект, десорбция газов.
Наиболее распространенными способами получения низких температур являются: дросселирование, применяемое в паровых компрессорных и теплояспользующих холодильных машинах, а также расширение с получением внешней работы, применяемое в газовых холодильных машинах. Магнитокалорический эффект и десорбция газов применяются в основном в лабораторной практике для получения температур от 4 К до близких к абсолютному нулю.
Дросселирование
Дросселированнем называется эффект падения давления рабочего вещества в процессе протекания его через сужение в канале. Физически падение давления в процессе дросселирования обусловлено диссипацией энергии потока, расходуемой на преодоление местного сопротивления. Таким местным сопротивлением может быть диафрагма, вентиль, пористая среда, капилляр и др.
Рассмотрим процесс дросселирования рабочего вещества в диафрагме, установленной в горизонтальном трубопроводе постоянного сечения (рис. 1.1). Теплообменом рабочего вещества с окружающей средой в процессе дросселирования пренебрегаем. Масса рабочего вещества, заключенная в данный момент между сечениями /—/ (до диафрагмы) и II——II (за диафрагмой), перемещается вдоль трубы. Обозначим площадь сечения трубы F, давление, удельный объем и температуру рабочего вещества до диафрагмы и после соответственно 〃i, 6, 7\ и р* 内，丁岂.За некоторый промежуток времени сечение /——/ переместится на расстояние s^, сечение 11——II на расстояниеs2. Так как давление и плотность рабочего вещества за диафрагмой ниже, чем перед диафрагмой, то s2 >s> Для того чтобы переместить сечение /—/ на расстояние s工,необходимо совершить работу, равную
厶丄=Р31ё， (1/)
Обозначим 匕=厶尸，где 匕一объем рабочего вещества, вытесняемый сечением /——/ за рассматриваемый промежуток времени через диафрашу. Так как 匕=%G, где G — масса рабочего вещества, прошедшего через диафрагму, то
&• - p^G.(1；2)
Так же определяется работа, которую производит, перемещаясь, сечение II—II против давления р2,
厶2 = P^^G.(1.3)
При перемещении рассматриваемой фик ированной массы рабочего вещества за определенный промежуток времени совершается работа, равная разности работы L2)которую производит сечение II— //, и работы 乙工,которая производится над сечением /——/:
Рис. 1.1. Схематическое изображение процесса дросселированияРис. 1.1. Схематическое изображение процесса дросселированияL =L2 -l1；L =(p2d2 一
Рис. 1.1. Схематическое изображение процесса дросселирования
Рис. 1.1. Схематическое изображение процесса дросселирования
—PW»G・ (1.4); (L5)
Эта работа (работа проталкивания) затрачивается на преодоление сопротивления и, превращаясь в теплоту, подводится к самому рабочему веществу.
В процессе дросселирования без теплообмена с окружающей
за счет уменьшенияза счет уменьшениясредой работа может быть произведена только внутренней энергии системы. Следовательно,
за счет уменьшения
за счет уменьшения
L =(〃工一〃2)G,(1 -6)
где 辽I н 辽а —— внутренняя энергия единицы массы рабочего вещества соответственно до и после диафрагмы..，
厶~ %•厶~ %•Приравнивая между собой правые части уравнения (1.5) и (1.6), получаем 〃】+ ^^ = 〃？ + РЛ или, что то же самое,
厶~ %•
厶~ %•
(1.7)
Таким образом, уравнение (1.7) показывает, что в результате адиабатного дросселирования значения энтальпий рабочего вещества до и после местного сопротивления одинаковы. Однако в самом процессе дросселирования энтальпия переменна. Это объясняется тем, что диафрагма или другое местное сопротивление представляет собой сужение проходного сечения трубы, поэтому при протекании через диафрагму поток рабочего вещества ускоряется, его кинетическая энергия возрастает и, следовательно, энтальпия уменьшается. ■ За диафрагмой сечение трубы снова возрастает, поток замедляется (тормозится), его кинетическая энергия уменьшается и энтальпия увеличивается до прежнего значения. Это иллюстрируется диаграммой (рис. 1.2). На этом рисунке процесс 1—а отражает уменьшение энтальпии при понижении давления от р^ до р* процесс а——2 ——торможение потока за диафрагмой, в результате чего кинетическая
энергия потока уменьшается, а энтальпия возрастает до первоначального значения. Во внешнем адиабатном потоке теплота, выделяющаяся при торможении потока, целиком воспринимается самим потоком рабочего вещества.
Рассмотрим теперь, как изменяется температура рабочего вещества при дросселировании. Из математического анализа известно, что
舟=為， .(L8)
т. е. значение смешанной производной не зависит от последовательности дифференцирования. Рассмотрим это соотношение для случая а = const, т. е. dz = 0, тогда ~
(箱产+爲)/"=a
откуда
(岩)＜策1=-(■#■)/
(*ШШ), = T。・9)
言言Рис. 1.2. Процесс дросселированияв s — (-диаграммеРис. 1.2. Процесс дросселированияв s — (-диаграммеОчевидно, что если некоторая величина z = f (у, х), то можно рассматривать величины х = f (уt z) и g = f (尤，z), т. е. уравнение (1.9)Очевидно, что если некоторая величина z = f (у, х), то можно рассматривать величины х = f (уt z) и g = f (尤，z), т. е. уравнение (1.9)однозначно связывает между собой величины всех возможных про-однозначно связывает между собой величины всех возможных про-изводных этих трех функций.По уравнению (1.9) для величин Т, р, iизводных этих трех функций.По уравнению (1.9) для величин Т, р, iполучаемполучаем
言
言
Рис. 1.2. Процесс дросселированияв s — (-диаграмме
Рис. 1.2. Процесс дросселированияв s — (-диаграмме
Очевидно, что если некоторая величина z = f (у, х), то можно рассматривать величины х = f (уt z) и g = f (尤，z), т. е. уравнение (1.9)
Очевидно, что если некоторая величина z = f (у, х), то можно рассматривать величины х = f (уt z) и g = f (尤，z), т. е. уравнение (1.9)
однозначно связывает между собой величины всех возможных про-
однозначно связывает между собой величины всех возможных про-
изводных этих трех функций.
По уравнению (1.9) для величин Т, р, i
изводных этих трех функций.
По уравнению (1.9) для величин Т, р, i
получаем
получаем
（需）,（患）?（霜。1：（需）,（患）?（霜。1：Из термодинамики [27 ] известно, чтоИз термодинамики [27 ] известно, что(1.11)(1.11)
（需）,（患）?（霜。1：
（需）,（患）?（霜。1：
Из термодинамики [27 ] известно, что
Из термодинамики [27 ] известно, что
(1.11)
(1.11)
(1.Ю)
тогда из уравнения (1.10) следует
Ср
Величина (dT/dp)i называется коэффициен том дросселирования или дифференциальным дроссельным эффектом и обозначается
g = ©Т/др)讣(1.12)
Изменение температуры рабочего вещества в процессе дросселирования при конечном перепаде давлений называется интеграла
k^jw дроссельным эффектом, который определяется из соотношения
(△ —70 = J a「dp,(1ЛЗ)
где 7\ н 北一температуры рабочего вещества перед местным сопротивлением и за ним.
Анализ уравнения (1.11) показывает, что знак коэффициента дросселирования определяется величиной [Т (dv/dT)p — vl, так как всегда ср >0.
Если (dv/dT)p V и/Т, то % < 0, тогда Т2 — Л = J Щ -dp ~ = —* Si — "J〉R т. е. температура рабочего вещества за дросселем повышается. В том случае, когда (加/@7% »步7, то % >0 и Т2 — П < 0, т. е. температура рабочего вещества за дросселем понижается.
Если (dv/dT)p = МТ, то %• = 0 и 丁額—丁1 工 °，т* е* температура, рабочего вещества в процессе дросселирования не меняется.
Поскольку для идеального газа ри = RT, следовательно! (dv dT)f. = Rip — v/T, тогда 电=0, т. е. идеальный газ дросселируется без изменения температуры.
Для одного и того же рабочего вещества знак а； может быть различным в различных областях диаграммы состояния. Состояние рабочего вещества, в котором © = 0 называется точкой инверсии эффекта дроссел ирован и я. Геометрическое место точек инверсии на диаграмме состояния называется кривой инверсии.
Дросселирование представляет собой необратимый процесс, так как если представить себе процесс дросселирования, идущим в обратном направлении (например, в трубопроводе, показанном на рис. 1.1, изменить направление движения потока на обратное), то он по-прежнему будет сопровождаться падением давления. Поскольку процесс дросселирования необратим, то энтропия рабочего вещества при дросселировании возрастает. Изменения энтропии можно определить, пользуясь следующим соотношением 1.20 ]:
%",卩2)—玩仏 А)= J (。即成dp,(1.14)
где (dsldp)i = —vjT. Т.огдаг52 (z, p2)—厶(厶 ％) = — j (v/T) dp или
%(厶 P2)— si (b Pi)=j 0VT)dp.(1.15)
Pa
Из* уравнения (1.15) следует, что всегда s2 A^.
Процесс расширенияс получением внешней работы
При расширении рабочего вещества от давления рх до давления р3 (рис. 1.3) можно получить работу, если этот процесс происходит в расширительном цилиндре ——детандере (процесс а——Ь). В этом случае работа совершается за счет изменения энтальпии расширяющегося рабочего вещества и отводится от детандера. Чаще всего для расширения рабочего вещества используются центростремительные или осевые детандеры, хотя могут использоваться и другие типы расширительных машин, например поршневые или винтовые. Винтовые детандеры, на наш взгляд, имеют большие перспективы, однако исследований в этой области крайне мало.
Рис. 1.3. Процессы дросселирования и адиабатного расширения с получением работы в s— Г-ди а граммеРис. 1.3. Процессы дросселирования и адиабатного расширения с получением работы в s— Г-ди а граммеРассмотрим, как меняются параметры рабочего вещества, характеризующие процесс расишрения с получением внешней работы. Если процесс расширения с совершением внешней работы осуществляется без потерь и без теплообмена с окружающей средой, то энтропия рабочего вещества не меняется, т. е. процесс расширения идет изоэнтропно ds = 0. Работа, совершаемая рабочим веществом при расширении (процесс а—b), отводится из системы. Так как эта
Рис. 1.3. Процессы дросселирования и адиабатного расширения с получением работы в s— Г-ди а грамме
Рис. 1.3. Процессы дросселирования и адиабатного расширения с получением работы в s— Г-ди а грамме
работа совершается за счет энергии рабочего вещества, то его температура в процессе расширения всегда понижается.
Понижение температуры определяется производной (dT/dp)Si которая может быть названа коэффициентом обратимого адиабатного (изоэнтропного) расширения и по аналогии с а^ обозначена а$. Воспользуемся уравнением (1.9) для величин Т, р, s, тогда
(M )s (黑)т(箱尸-L(1•⑹
С учетом уравнения Максвелла (dv!dT)p = —(ds/dp)r и выражения теплоемкости & = Т ©]дТ)р из уравнения (1.16) получаем \ = T(dv/dT)p/cp.(1.17)
Коэффициент дросселирования в соответствии с уравнением (LU)
电=[Т (ди/дТ)р — и]/%.
Из уравнений (1.11) и (1.17) получаем
% — =(1.18)
Поскольку и в Ср всегда положительны, то в соответствии с (1.18)
'% 耳％.(1.19)
Таким образом, процесс адиабатного расширения с получением внешней работы термодинамически более эффективен, чем процесс адиабатного дросселирования. К такому же выводу можно прийти рассмотрев эти процессы в диаграмме s—T (рис. 1.3). Процесс а—Ь — адиабатное расширение с получением внешней работы, процесс 〃二 с — дросселирование. Из рис. 1.3 видно, что АТ$〉厶夕广. -
Вихревой эффект
В 1933 г, Ранк экспериментально установил различие в температурах потоков воздуха, движущихся у- оси и на периферии циклона- пылеуловителя. Это открытие опровергалось до опубликования работы
Рис. L4. Схема вихревой трубы: а — прямоточный тип; б—противоточный типРис. L4. Схема вихревой трубы: а — прямоточный тип; б—противоточный тип
Рис. L4. Схема вихревой трубы: а — прямоточный тип; б—противоточный тип
Рис. L4. Схема вихревой трубы: а — прямоточный тип; б—противоточный тип
Хильша в 1946г. В последнее время исследованию эффекта Ранка— лильша было посвящено большое число работ. Наиболее подробно об- ласть ег0 применения описана в монографии А. П. Меркулова [24]. Исследованием этого явления занимался также В. С. Мартыновский [23 L
Цронесс температурного разделения газа, осуществляемый в вих- ?е?он трубе, вызвал значительный интерес вследствие чрезвычай- н простоты ее конструкции (рис. 1.4). Сжатый газ подводится qj^ температуре окРУжающей среды в цилиндрическую трубу III у з сопло / по касательной к внутренней поверхности трубы. rd^Z"310国"卤 в трубу газ совершает вращательное движение, одно- oarMvHzi/ ^еРемещаясЬ от сопла / к дросселю //, причем через диаф-
У§ Р (нлн трубу меньшего диаметра) выходит холодный воздух,
а через дроссель II по периферии трубы ——горячий. При давлении газа 0,3—0,5 МПа температура холодтюго газа на Ж)—70 ℃ ниже начальной температуры газа.
' Получение в вихревой трубе холода методом необратимого расширения газа заранее предопределяет сравнительно большие энергетические потери. Проведение энергетического сравнения вихревого эффекта и адиабатного расширения с получением внешней работы показывает [21 ], что вихревой эффект значительно уступает адиабатно\1у расширению с получением работы. Однако не всегда энергетическое сопоставление может быть решающим при оценке холодильных систем.
Исключительная конструктивная простота вихревой трубы делает метод совместного получения холода и теплоты весьма интересным. Так, например, при периодической потребности в холоде на различных предприятиях и особенно в лабораториях при необходимости малой холодопроизводительности очень удобно применять простую вихревую трубу вместо дорогостоящей и сложной холодильной машины. Следует указать, что до сих пор отсутствует достаточно развитая и вполне законченная теория, которая могла бы предсказать все тонкости этого эффекта и дать необходимые рекомендации конструктору для повышения эффективности вихревой трубы.
Термоэлектрический эффект
В технике давно и достаточно широко применяется эффект возникновения термо-ЭДС в спаянных проводниках, когда места спаев находятся при различных темпе-
темпертурыРис. 1.5. Схема термоэлемента ПельтьетемпертурыРис. 1.5. Схема термоэлемента Пельтьературах (эффект Зеебека). Достижения в области создания электрических элементов, использующих эффект Зеебека, привели также к прогрессу в использовании термоэлектрического эффекта Пельтье. Сущность последнего заключается в появлении разности температур на спаях пары материалов при прохождении через них электрического тока.
темпертуры
Рис. 1.5. Схема термоэлемента Пельтье
темпертуры
Рис. 1.5. Схема термоэлемента Пельтье
На рис. 1.5 показана схема термоэлемента Пельтье. Два полупроводника пит образуют кон
тур, по которому проходит постоянный ток от источника питания С. Если температура на холодных спаях Тх станет ниже, чем температура источника низкой температуры, а температура на горячих спаях 7\, выше, чем температура окружающей среды, то термоэлемент будет выполнять функции холодильной машины, способной переносить теплоту от источника низкой температуры к окружающей среде,
Снижение температуры спая происходит в том случае, когда под воздействием электрического поля электроны, двигаясь из одной ветви термоэлемента, переходят в новое состояние с более высокой энергией. При этом повышение энергии электронов происходит за счет кинетической энергии, отбираемой от атомов ветвей термоэлемента в местах их сопряжения. При обратном направлении движения тока электроны, переходя на более низкий энергетический уровень, отдают избыточную энергию атомам кристаллической решетки, нагревая спай термоэлемента.
Простота схемы, отсутствие каких-либо движущихся частей, шума делают термоэлемент Пельтье чрезвычайно перспективным генератором холода.
В конце 40-х и начале 50-х годов академик А. Ф. Иоффе и его ученики провели работу по исследованию и разработке теории термоэлектрического охлаждения.
Г л а в a 2
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Рабочее вещество в циклах холодильных машин участвует в различных термодинамических процессах. Ог того, как совершаются эти процессы, зависит эффективность холодильных машин. Задача термодинамического анализа, основанного на первом и втором законах термодинамики, состоит в том, чтобы выяснить предельно возможную эффективность циклов холодильных машин и указать на те элементы машины, улучшение которых способно больше всего повлиять на рост общей эф4^ективности.
В термодинамической теории холодильных машин большое зна- ченрге имеет окружающая среда. Окружающая среда характеризуется прежде всего тем, что ее параметры не зависят от работы рассматриваемой холодильной машины (системы). Это означает, что окружающая среда по отношению к холодильной машине (системе) должна быть настолько большой, что любое воздействие холодильной машины (системы) вызывало бы в ней настолько малые изменения, что ими можно пренебречь. Примерами такой среды могут служить атмосферный воздух, вода крупных водоемов, космическое пространство.
Второе условие, которому должна удовлетворять окружающая среда, заключается в том, что все ее компоненты должны находиться в полном термодинамическом равновесии. Это условие, строго говоря, невыполнимо, так как в окружающей среде существуют изменения температуры и давления. Однако при решении подавляющего большинства термодинамических задач этими изменениями можно пренебречь.
Указанная формулировка, которую можно встретить в ряде литературных источников, не совсем достаточна для инженера. Дополнительным условием должна являться возможность реализовать теплообмен между рабочим веществом и окружающей средой без существенных затрат.
Классификация обратных циклов
Рабочее вещество холодильной машины совершает обратный цикл за счет механической энергии или энергии другого вида в различных условиях. Имеется три разновидности обратных циклов: холодильный, теплового насоса и комбинированный.
Холодильная машина работает по холодильному ц и к л у и служит для охлаждения какой-либо среды или поддержания низкой температуры в охлаждаемом помещении, если теплота Ог источника низкой темЬературы Гинт (охлаждаемого объекта) пере- дается окружающей среде TOi с. Такой обратный цикл показан на рнс. 2.1, а. В процессе 4—J к рабочему веществу от источника низкой температуры подводится теплота %, в процессе /—2 рабочее вещество сжимается, в процессе 2—3 происходит отвод теплоты q от рабочего вещества к окружающей среде. Процесс 3—4 — расширение рабочего вещества с совершением работы %.
Рис. 2.1. Обратные циклы в s — Г- диаграмме: -а ——холодильный; 6 —— теплового- насоса; 6 — комбинированныйРис. 2.1. Обратные циклы в s — Г- диаграмме: -а ——холодильный; 6 —— теплового- насоса; 6 — комбинированныйСогласно второму закону тер-: модинамики, окружающей среде 1 передается теплоты больше, чем отнимается от источника низкой температуры, на величину работы цикла
Рис. 2.1. Обратные циклы в s — Г- диаграмме: -а ——холодильный; 6 —— теплового- насоса; 6 — комбинированный
Рис. 2.1. Обратные циклы в s — Г- диаграмме: -а ——холодильный; 6 —— теплового- насоса; 6 — комбинированный
q —q° = %(2 J)
Работа, которую необходимо затратить для осуществления обратного цикла, равна
У %•(2.2)
Термодинамическая эффективность холодильного цикла характеризуется холодильным коэффициентом е，
& = %%•(2.3)
Холодильная машина работает п о циклу тепловоГО' насоса, если теплота от окружающей среды передается источнику с более высокой температурой Тивт. В этом случае холодильная машина используется для теплоснабжения. Такой способ теплоснабжения иногда называют динамическим отоплением. Цикл теплового насоса показан на рис, 2.1, 6. В процессе 4—1 к рабочему веществу подводится теплота от окружающей среды. При сжатии рабочего вещества (процесс /——2) его энтальпия и температура повышаются вследствие сообщения ему работы, в процессе 2——3 рабочее вещество отдает теплоту q источнику высокой температуры ——воде или воз- ауху, которые используются для отопления помещений или других технологических нужд. В процессе 3—4 рабочее вещество расширяется, совершая при этом работу 1Р.
Термодинамическая эффективность цикла теплового насоса определяется отопительным коэффициентом 祖
卩=д//ц.(2.4)
Между холодильным й отопительным коэффициентами существует связь
卩=д//ц = (% 十 /ц)//ц = е + L(2.5)
К ом бинированный цикл— цикл холодильной ма- ШиньЬ в котором теплота от источника низкой температуры пере-
дается источнику высокой температуры. Такой цикл представлен на рис. 2.1, s, где 4—，—это процесс подведения теплоты д。к рабочему веществу; /—2 — сжатие рабочего вещества; 2—3 — отвод теплоты q от рабочего вещества к источнику высокой температуры; 3―4 — расширение рабочего вещества с получением работы.
При помощи комбинированного цикла получают одновременно холод и теплоту, поэтому характеризуется он двумя коэффициентами Е Н卩：
Е = %/%, х； Р = 9&. т， где I口. х и ，口. т — соответственно работа циклов 1 ——b―а——4 и b - 2"—3 [- a.
Второй закон термодинамики-Внутренняя и внешняя необратимость
Рассматривая условия перехода теплоты от холодного тела к более теплому, Р. Клаузиус формулировал второй закон термодинамики следующим образом: «Теплота не может переходить от холодного к теплому телу сама собой, без компенсации^. В этой формулировке подчеркивается необходимость затраты работы для переноса теплоты от холодного тела к теплому (от источника низкой температуры к окружающей среде или к источнику высокой температуры), т. е. для осуществления обратного кругового цикла необходимо иметь как минимум два источника ■"- низкой и высокой температуры (окружающей среды) и при этом необходимо затратить работу (или теплоту).
На втором законе термодинамики базируется вся термодинамическая теория холодильных машин. Понятие об обратимости процессов имеет фундаментальное значение как в физике, так и в теории холодильных машин. В констатации самого факта существования необратимых процессов лежит важная идея второго закона термодинамики.
Процесс называют обратимым, если после его завершения тела, принимавшие в нем участие, могут быть возвращены в первоначальное состояние и при этом какие-то дополнительные изменения нигде не возникнут. Процессы, которые не удовлетворяют этим условиям, называются необратимыми. Источниками необратимости в холодильных машинах являются внутреннее трение частиц рабочего вещества； трение в элементах машины； дросселирование; диффузия; передача теплоты, происходящая при конечной разности температур; нерав* новесные фазовые превращения; смешение различных компонентов и др.'
Принципиальным вопросом является разделение необратимости на внутреннюю и внешнюю. Такое разделение позволяет правильно установить источники необратимых потерь в циклах и дает возможность искать пути их устранения.
Внутренне обратимым процессом (с достаточной для инженерной практики точностью) можно считать процесс, в котором соблю- 18
дя юте я условия равновесия внутри тела, отсутствуют внутреннее Трение и диффузия, не происходит смешения и химических реакций, В том случае, когда выполняются условия равновесия между рабочим веществом и внешними телами (окружающей средой), находящимися с ним во взаимодействии, процесс называют внешне обрати- Мим. Очевидно, что возможны различные сочетания внутренне и внешне обратимых и необратимых процессов и их можно классифицировать следующим образом: 1) процессы вполне обратимы как внутренне, так и внешне; 2) процессы внешне обратимые, но внутренне необратимые; 3) процессы внешне необратилше, но внутренне обратимые; 4) процессы необратимые как внутренне, так и внешне.
Все без исключения процессы, происходящие в элементах холо・ дильной машины, осуществл я ющей обратный круговой процесс, 1 относятся к четвертой группе. Тем не менее при термодинамическом анализе можно использовать и понятие о процессах первых трех групп. При таком анализе различных холодильных устройств весьма плодотворным является метод наращивания (суммирования) потерь. Одним из важных аспектов этого метода является разделение потерь ' на внутренние и внешние.
Обратимые процессы можно изображать в термодинамических диаграммах. Площади под кривыми, изображающими такие процессы в V——р-, s——71-диаграммах, будут представлять собой соот- ветственно количество работы и теплоты. Изображение необратимых процессов в тепловых диаграммах в значительной мере услс/вно<
Необратимые потери обратных циклов
(2.6)(2.6)Для определения величины необратимых потерь процессов в обратных циклах используется уравнение Гюи—Стодолы. На основании первого и второго законов термодинамики для обратных циклов уравнение Гюи——Стодолы имеет вид
(2.6)
(2.6)
M = TOtC £ As,
где А,——увеличение работы цикла, вызванное необратимостью процессов; 7О.С — температура окружающей среды;工 As—суммарное приращение энтропии всех тел, принимающих участие в процессах.
Так как энтропия —функция состояния тела, то в замкнутом обратном .цикле, совершаемом рабочим веществом, его энтропия примет первоначальное значение, а изменение энтропии будет равно нулю. Следовательно, под 2 As при совершении обратного цикла следует понимать изменение энтропии источников. Для холодильного Цикла использование уравнения Гюи—Стодолы при оценке потерь, связанных с необратимостью, возможно только в том случае, если Данный необратимый цикл сравнивается с обратимым (внутренне и внешне), имеющим такую же холодопроизводительность (количе-
ство теплоты, получаемое рабочим веществом от источника). Такие обратимые циклы часто называют циклами с минимальной работой, циклами-образцами.
Для процессов, происходящих в тепловом насосе, уравнение Гюи——Стодолы справедливо в том случае, если сравниваются циклы, дающие одно и то же количество теплоты.
Рис. 22 Обратные циклы при конечных разностях температур в s — Г-диаграммеРис. 22 Обратные циклы при конечных разностях температур в s — Г-диаграммеВ обратных циклах основными необратимыми потерями являются： потери, связанные с теплообменом рабочего вещества с источником низкой температуры и с окружающей средой; потери, связанные с дросселироваиием рабочего вещества. Определение этих необратимых потерь для простоты рассуждений будем производить по частям, чтобы впоследствии просуммировать все потери и определить степень термодинамического совершенства цикла—коэффициент обратимости Лобр-
Рис. 22 Обратные циклы при конечных разностях температур в s — Г-диаграмме
Рис. 22 Обратные циклы при конечных разностях температур в s — Г-диаграмме
вещества /——2 и 3——4 происходят по линиям s = const, т. е. также ' обратимы. Таким образом, в этом цикле имеется только один вид необратимости——подвод теплоты к рабочему веществу при конечной разности температур в процессе 4—1. Процесс а—b показан на диаграмме s—Г условно. Цикл /—2—3—4 строится таким образом, что его удельная холодопроизводительность q^ равна количеству теплоты, отводимой от источника низкой температуры, т. е.вещества /——2 и 3——4 происходят по линиям s = const, т. е. также ' обратимы. Таким образом, в этом цикле имеется только один вид необратимости——подвод теплоты к рабочему веществу при конечной разности температур в процессе 4—1. Процесс а—b показан на диаграмме s—Г условно. Цикл /—2—3—4 строится таким образом, что его удельная холодопроизводительность q^ равна количеству теплоты, отводимой от источника низкой температуры, т. е.Предположим, что необходимо охладить какой-то источник низкой температуры от состояния а до состояния b (рис. 2.2). Это можно сделать при помощи холодильной машины, работающей по циклу /——2——3——4. В этом цикле теплота от рабочего вещества отводится к окружающей среде в процессе 2—3 при бесконечно малой разности температур. Процессы сжатия и расширения рабочего
вещества /——2 и 3——4 происходят по линиям s = const, т. е. также ' обратимы. Таким образом, в этом цикле имеется только один вид необратимости——подвод теплоты к рабочему веществу при конечной разности температур в процессе 4—1. Процесс а—b показан на диаграмме s—Г условно. Цикл /—2—3—4 строится таким образом, что его удельная холодопроизводительность q^ равна количеству теплоты, отводимой от источника низкой температуры, т. е.
вещества /——2 и 3——4 происходят по линиям s = const, т. е. также ' обратимы. Таким образом, в этом цикле имеется только один вид необратимости——подвод теплоты к рабочему веществу при конечной разности температур в процессе 4—1. Процесс а—b показан на диаграмме s—Г условно. Цикл /—2—3—4 строится таким образом, что его удельная холодопроизводительность q^ равна количеству теплоты, отводимой от источника низкой температуры, т. е.
пл. т — Ь — а — / = пл. /п — 4—7 — л. (2.7)
Из термодинамики известно, что работа цикла /——2—3——4 эквивалентна площади /—2—3—4. Сравним работу цикла /—2—3—4, имеющего необратимость в процессе подвода теплоты к рабочему веществу, с обратимым циклом (циклом с минимальной работой). Таким циклом для данных источников будет цикл а——с——3——b. Действительно, в этом цикле теплообмен рабочего вещества с источником низкой температуры и с окружающей средой идет при бесконечно малой разности температур, процессы сжатия и расширения q——с и 3——b также обратимы (идут по линии s = const), т. е. такой цикл внутренне и внешне обратим. Удельные холодопроизводительности цикла образца 仪——с——3——b и цикла исследуемого 7—2——3——4 равны между собой по условиям построения цикла /——2——3——4 [см. равенство (2.7)].
Работа цикла образца /т1п соответствует площади а——с—3——b； такнм образом, увеличение работы АГ, связанное с необратимым процессом теплообмена, будет равно
А/' = А一2_3一$ — /тщ s пл. / — 2 — 3 —~ 4 — пл. а — с ~ 3 — b (2.8)
дли АГ s пл. /—2—с~о—b4—/♦,
Так как пл. m — b ~ a —f — пл. m — 4—/—n, то пл. 4 — b —й — 7 = пл. / — 7 — / 一 几,тогда,
АГ s пл. f — с — 2 —几=AsT0< c.(2.9)
Таким образом, увеличение работы из-за необратимости в процессе теплообмена источника низкой температуры и рабочего вещества равно изменению энтропии системы рабочее вещество — источник низкой температуры As', умноженному на температуру окружающей среды 7\с・
Изменение энтропии АГ определяется следующим образом:
As' = Asp. в — А«инт,(2.10)
где As；1HT ——изменение энтропии источника низкой температуры в процессе а—b; A5b. в — изменение энтропии рабочего вещества в процессе 4—/;
Asp. в $! — s4 = f Ср. в \dT/T) = Ср. в In (普/玛)；(2-11)
b
As；HT = S匕一Sa = J Синт (dT/T) = — Сннт 1 口 U』TQ. (2.12)
Здесь Ср. в и Синт —теплоемкость рабочего вещества и источника (принимаем за постоянные величины).
Теперь представим себе, что процесс отвода теплоты от рабочего вещества к окружающей среде идет также при конечной разности температур и цикл холодильной машины будет /—5——6——4, т. е. появилась еще одна внешняя необратимость. Эта дополнительная необратимость увеличила работу цикла на AZ" s пл. 2——5——6——3.
Определим дополнительную работу А/、 Количество теплоты, отведенной от рабочего вещества в окружающую среду, соответствует пл. т—6——5——п. С другой стороны, окружающая среда при- нял^ такое же количество теплоты, эквивалентное площади m —3—々一N. Точка А поставлена таким образом, чтобы
^л. т — 6 — 5, — n = пл. m —3 —尼一e.(2.13)
T°「Aa пл. 2~5—6—3 — пл. n—2—汽一е/ пл. n—2—к—с = с, т. е.'
АГ - AsvTo.c.⑵ 14)
Изменение энтропии As" определяется аналогично с As"
'As" = A^.c-А』「в,(2.15)
21
где As； с ——изменение энтропии окружающей среды; Asp. в ——изменение энтропии рабочего вещества,
,5
As\. в = $6 — S5 = — J Ср.田(dT/T) = —Ср. в]п (Т5/Ю；
As©, с = 0*5 — %)/То. с.1
Общее изменение энтропии из-за наличия разности температур в процессе теплообмена рабочего вещества и источников равно: As = As' + As". Общее увеличение работы： 2 Al = АГ + А/、
Таким образом, работа цикла /—5—6—4 может быть записана в следующем виде:“
2n s пл. 1 — 5 — 6 — 4 s шт. а — с — 3 — 6 + £ А/ (2.16) или
，ц — ^min + WAL
Степень термодинамического совершенства определяется коэффициентом обратимости г)06P
^обр == ^min/^ц ^min/(^min 十 X А/),(2.17)
т. е. с ростом необратимых потерь коэффициент обратимости падает, что указывает на уменьшение энергетической эффективности цикла. Определим эти потери в обратном цикле, связанные с наличием внутренней необратимости——дросселированием рабочего вещества.
На рис. 2.3 показан обратный цикл в s—Г-диаграмме, в котором расширение рабочего тела происходит по i = const (процесс 3—圻一 необратимо, сжатие (процесс 1—2) происходит по линии s = const — ебратимо. Теплообмен рабочего вещества и источников происходит при бесконечно малой разности температур, т. е. также обратимо.
Работа цикла 1—2—3—4 эквивалентна площади /—2~3~0—/. Циклом-образцом . для цикла 7—2—-3—4 будет цикл /—2—5—4, который внутренне и внешне обратим и его удельная холодопроизводительность равна удельной холодопроизводительности цикла 7 —— 2—3—4, Работа цикла 1—2—5—4 эквивалентна площади /—2—5—4. Разность этих площадей будет ни чем иным, как увеличением работы Л/др из-за необратимости в процессе дросселирования 3-—4. Дополнительная. работа определяется по выражению'
д/др s пл. /--2--3——0--/ -- n无/--2--5--4 = пл. 4--5--3- 0.
(2.18)
Рабочее вещество в точке 3 обладает запасом потенциальной энергии, эквивалентной пл. О——3——6. В процессе дросселирования эта энергия переходит в кинетическую энергию движущейся струи рабочего вещества. За дросселем кинетическая энергия превращается при торможении рабочего вещества в теплоту трения и подводится к самому рабочему веществу. Эта теплота эквивалентна пл. m—6— 4—". Таким образом, в соответствии с законом сохранения энергии
пл. О—3—6 = пл. tn—6—4—и.
Тогда /ц s пл, /—2—3—0—/ — пл. 1—2^~5—4 + пл. 4—5—3—0= =пл. / —2 —5 —4 + пл. m —3 —5 —〃s Zmln 4- Д5дрТо> с = Zmin + /др.
На рис. 2.4 показан цикл /——2——3―4 реальной холодильной машины с адиабатным процессом сжатия. В этом цикле присутствуют все виды рассмотренных ранее необратимых потерь — необратимые потери, связанные с теплообменом рабочего вещества и источников, а также потери, связанные с дросселированием.
Рис. 2.4. Необратимые потери действительного обратного циклаРис. 2.4. Необратимые потери действительного обратного цикла
Рис. 2.4. Необратимые потери действительного обратного цикла
Рис. 2.4. Необратимые потери действительного обратного цикла
Для того чтобы определить степень термодинамического совершенства цикла /—2—5—4 и найти коэффициент обратимости i]o6p, необходимо построить цикл-образец. Цикл*образец для рассматриваемого цикла строится следующим образом. Так как теплообмен рабочего вещества и источников в цикле-образце должен идти при бесконечно малых разностях температур, то цикл сверху и снизу ограничивается этими двумя линиями, т. е. линией То, с и 7\нт・ Точка а ставится на пересечении линий 3——4 и 7ИНТ. Затем через точку 1 проводится линия г = const до пересечения с Тинт (точка &). Таким образом, основанием цикла-образца является отрезок а—А так как по построению ib —ia =^ Zx —厶，т. е. выполняется одно из условий построения цикла-образца — равенство удельных хо- лодопроизводительностей цикла-образца и цикла рассматриваемого.
Далее b—с — изоэнтропное сжатие, с—d — изотермическое сжатие (оба процесса обратимы), d—е — отвод теплоты при бесконечно малой разности температур (обратимо) и, наконец, е—а —расширение по линии s = const, также обратимо.
Таким образом, цикл b—с—d—с—а обратим как внутренне, так и внешне и является циклом -образцом для цикла /——2——3——4. Работа цикла J—2—3—4 соответствует пл. /—2—3—0—/, работа цикла-образца ——пл. b——с——d——с——а. Разность этих двух площадей дает увеличение работы из-за наличия необратимостей в процессах Цикла /—2—3―
А/ s пл. /—'2—5—0—/ — пл. b—с—d—e—a.
Коэффициент обратимости определится из соотношения
尊@бр ^^ ^дип/At== пл. b — с — d —■ е — ^/пл. / — 2 — 3 — О — /*(2*19)
§ 2.4. Обратимые обратные циклыв условиях различных внешних источников
Рассмотрим некоторые общие положения, касающиеся обратимых циклов для условий различных внешних источников.
Если температура источников не меняется в процессе теплооб： мена, то единственно возможным циклом, в котором будут соблюдаться условия обратимости, будет цикл Карно /—2——3——4 или цикл /—5—6—4 (рис. 2.5), в котором s6—s4 == s5—比(такой цикл называют регенеративным). В этих циклах изотермические процессы сообщения рабочему веществу теплоты и отнятия от него теплоты будут удовлетворять условиям внешней обратимости, если температура рабочего вещества в процессе теплообмена будет все время
бесконечно близка
Рис. 2.5. Цикл Карнап регенеративный цикл в s — Т-диаграмме
температуре источников ку низкой температура жающей среде).
к постоянной
(ист очни-и окру-
Процессы сжатия и ния рабочего вещества Карно идут изоэнтропно, т. е. обратимо. В регенеративном цикле
расшире- в цикле
увеличение энтропии рабочего вещества при сжатии равно умень- шению энтропии при расширении, т. е. суммарное изменение энтропии в этих двух процессах равно нулю. Такой регенеративный цикл является примером цикла, который в термодинамике называют «обобщенный цикл Карно». Следует еще раз подчеркнуть, что применение такого рода циклов-образцов возможно только чае, если внешние источники в процессе теплообмена постоянную температуру.
Значение холодильного
в том слу-сохраняют
щенного цикла Карно
коэффициента цикла Карно или обоб- выражается через температуры источников е = Тщ1T/(То. с — T[s)， (2.20)
Влияние изменения температуры источников в цикле Карно на холодильный коэффициент различно [23] и определяется из следующих соотношений：
d&/dTQt с = — Тмнт/(То. с — Тнит)*； д&/дТинт — То, с/(Т。. с — Тинт)2» следовательно,
-I "о. с I I "пнт I
Таким образом, изменение температуры меньше влияет на холодильный коэффициент, НИКОВ НИЗКОЙс
(2.21)
окружающей среды
,чем изменение источ- температуры. Здесь имеется в виду, что температуры
источников принимают какое-то новое значение, а в процессе теплообмена температура источников остается постоянной.
Часто на практике внешние источники меняют свою температуру в процессе теплообмена, поэтому для выполнения условий внешней обратимости температура рабочего вещества должна изменяться так же, как изменяется температура внешних источников. В каждой точке процесса при этом должно соблюдаться термическое равновесие между рабочим веществом и внешними чае цикл Карно уже нельзя рассматривать в качестве образца, так как это приведет к внешней необратимости.
Изотермические участки, характерные для цикла Карно, должны быть заменены внешне об ратимыми процессами, при которых температура рабочего вещества в точности следует изменениям температуры внешних источников. Вполне обратимый обратный цикл с переменными температурами в процессах подвода и отвода теплоты —цикл /—2—3—4 можно представить как совокупность (а—b—c—d) — рис. 2.6 ■
источниками. В этом слу-
Рис. 2.6. Цикл Лоренца в s — Т- диаграмме
элементарных циклов
Карно
幽0 _
~ 齒一dq。— 7j. c ds —為нт ds
^инт
'о.с ннт
(2.22)
Холодильный коэффициент цикла」一2T—4
dq9
е =—е =—(2.23)(2.23)
е =—
е =—
(2.23)
(2.23)
Величины Яо и q можно выразить через средние эквивалентные температуры Тинт м и Т0,спг:
1•
% = J Тинт m 曲=Тинт m ($1 — $4)；(2,24)
4
2
q = J「о. c m 曲П. c m ($2 — $з)・(2.25)
3
Известно, что в диаграмме s—Т количество подведенной и отведенной теплоты 7()и q эквивалентно площади /и——4——/—п и m—5— 2—п. Следовательно, средние интегральные температуры Тинт m н То.с员 выражают высоты прямоугольников, равновеликих соот-
ветственно площадям /и—^——J—п и /и—3—2—п о основанием, равным sn —sin = si —s4 = s2 —s3.
На основании выражений (2.23)—(2.25) получим
Е 4 T"HT 砲/(丁0. с ш — Titht m)，(2.26)
Анализ циклов с помощью средних эквивалентных температур был разработан В. С. Мартыновским [19 ].
Цикл /—2—5―^ (рис. 2.6) называется циклом Лоренца. Любое отступление от обратимого цикла /——2―3——4 будет являться источником необратимых потерь, что в обратном цикле приведет к увеличению работы цикла. Рассмотрим некоторые характеристики цикла Лоренца. При анализе 'будем предполагать, что теплоемкости в процессе теплообмена постоянны. Введем обозначения с《』一теплоемкость в процессе 4—7; 龟尺 一теплоемкость в процессе 2—5;
а = Q-i/а-з； с = TJT[； т0 = Т4/Т3；马=Т JT?.
В связи с тем； что изменения энтропии в процессах 2—3 и 4—Z равны (рис. 2.6), т. е. As2_3 = с2_3 In (Т2/Т3).
As—= с—In (7\/Т J,
отсюда (c4_i/r2-3) In (Т^Л) = In TJT3i т. е. a In с = In %, тогда
7=片.(2,27)
С учетом этого, соотношения холодильный и отопительный коэффициенты цикла Лоренца можно выразить следующим образом:
£ =%-Л=e4-1 (7f - T4)]
92-3 - 94-1C2-3(^2 - 73)一e4一1(T1 一 A) 1一 1
1
叽0 T~^ - 1
(2.28)
Ц == 02一3 (T2 -北)_•1
92-3 ~ q7 e2-3 (T2 - 73)— Q-1 (71 一 T4)T-1/a _].
]—ат0 -^-
(2-29)
В последних соотношениях в качестве исходных температур для холодильного цикла приняты Т&, 7\ и % а для теплового насоса — температуры 7\, Т2, 7\, поэтому е выражено через т и т0, а [л — через То и Т". Формулы (2.28) и (2.29) справедливы для любых обратимых циклов Лоренца независимо от свойств рабочих веществ. Единственное ограничение состоит в постоянстве теплоемкости в процессах подвода и отвода теплоты.
Сопоставим расходы энергии, которую нужно затрачивать длят охлаждения источников от Т? П。 丁1 с помощью обратимого цикла Лоренца и с помощью цикла Карно, в котором от охлаждаемого источника теплота отводится при температуре, равной наинизшей температуре цикла Лоренца. При этом будем считать, что передача теплоты окружающей среде в обоих циклах происходит в изотермических процессах. Такой треугольный цикл Лоренца J——2——3——/, 26
а также цикл Карно 1——4——5——3—1, дающий такую же холодопроизводительность, изображены в s—Т-диаграмме на рис. 2.7. Из рисунка видно, -■ что работа, затрачиваемая в цикле Лоренца при такой же холодопроизводительности, меньше, чем в цикле Карно (пл. 1—2—3—J < пл. 4—5—3—/)
(兽 一),(2.3。)
где ед, в耳 ——холодильные коэффициенты треугольного цикла и цикла Карно, т = 7\/%\
Очевидно, что при т f 1 lim 臥注厶=V2; при t = 0 lim %/е& = 0. Следовательно, при охлаждении тел в процессах с постоянной тепло-
Рис, 2.8. Сравнение холодильных ' коэффициентов «треугольного» цикла Лоренца й цикла КарноРис, 2.8. Сравнение холодильных ' коэффициентов «треугольного» цикла Лоренца й цикла Карно
Рис, 2.8. Сравнение холодильных ' коэффициентов «треугольного» цикла Лоренца й цикла Карно
Рис, 2.8. Сравнение холодильных ' коэффициентов «треугольного» цикла Лоренца й цикла Карно
емкостью эффективность цикла Лоренца не менее, чем вдвое превосходит эффективность цикла Карно.
На рис. 2.8 показана зависимость е^/ёд — / (с), которая показывает, что применение треугольного цикла целесообразно при любых значениях т, хотя наибольшее энергетическое преимущество достигается при малых значениях т 123]. Естественно, что экономия энергии будет иметь место только при охлаждении, но не в случае поддержания низкой температуры на постоянном уровне. В последнем случае эталонным циклом должен быть избран цикл с постоянной температурой отвода тенлотн от охлаждаемого объекта.
Связь прямого и обратного циклов
Для совершения обратного цикла необходимо затратить работу, полученную в прямом цикле, поэтому рассмотрение совместной работы обратных циклов с тепловым двигателем представляет определенный интерес [30].
На рис. 2.9, а показаны обратный и прямой циклы, рабочим веществом которых является одинаковое однокомпонентное рабочее вещество. Прямой и обратный циклы осуществляют обратимые Циклы Карно при отсутствии потерь на передачу работы от прямого Цикла к обратному.
Работа цикла теплового двигателя
厶щ = £пр —厶吁(2.31)
где Lnp, LnK—работа расширителя и компрессора прямого цикла.
Термический КПД прямого цикла определяется из соотношений'
% = "jQm(2.32)
где Qn ——теплота, затраченная в прямом цикле.
Холодильный коэффициент обратного цикла
£ = Q0/Ln.(2.33)
В исследуемой системе вся работа прямого цикла используется обратным циклом без потерь, следовательно,厶口口 = L
Используя уравнения (2.32) и (2.33), получим
Рис. ,2.9. Система прямого и обратного циклов в s — Т-диаграмме: а — одинаковые рабочие вещества; б — различные рабочие вещества ,-Рис. ,2.9. Система прямого и обратного циклов в s — Т-диаграмме: а — одинаковые рабочие вещества; б — различные рабочие вещества ,-^rQn = Qo/£n- (2.34)
Рис. ,2.9. Система прямого и обратного циклов в s — Т-диаграмме: а — одинаковые рабочие вещества; б — различные рабочие вещества ,-
Рис. ,2.9. Система прямого и обратного циклов в s — Т-диаграмме: а — одинаковые рабочие вещества; б — различные рабочие вещества ,-
Общая термодинамическая эффективность системы пря- мой ——обратный циклы определяется тепловым коэффициентом & представляющим собой отношение теплоты Qo> подведенной к рабочему веществу обратного цикла, к теплоте Qnt подведенной к рабочему веществу прямого цикла,
Величина тепловогоВеличина тепловогокоэффициентакоэффициентаg = Qo& (2.35)
Величина теплового
Величина теплового
коэффициента
коэффициента
—… является важной характеристикой системы, определяющей в значительной степени затраты топлива. 二
Используя выражения (2.34) и (2.35), получим -
七=%% (2.36)
?ивт — 7。. с丁“нт?ивт — 7。. с丁“нт(2.37)(2.37)7^ВТ7^ВТ7cl.c7cl.cт. е. тепловой коэффициент системы прямой——обратный циклы выражается произведением термического коэффициента полезного действия прямого цикла % на холодильный коэффициент обратного цикла е. Тепловой коэффициент системы двух циклов можно выразить через температуры
?ивт — 7。. с丁“нт
?ивт — 7。. с丁“нт
(2.37)
(2.37)
7^ВТ
7^ВТ
7cl.c
7cl.c
где Те — температура источника высокой температуры.
Из выражения (2.37) следует важный вывод: тепловой коэффициент теплового двигателя и холодильной машины, работающих по обратимым циклам Карно, зависит только от температур источников теплоты Тивт, Г* с， Тннт и не зависит от свойства рабочих веществ этих циклов. Массовый расход рабочего вещества, циркулирующего в прямом цикле 0п, приходящегося на 1 кг массового
расхода рабочего вещества обратного цикла %, носит название кратности циркуляции и определяется отношением а — GJGa или
%и = 4・(2.38)
Выражение (2.35) может быть преобразовано с использованием, уравнения ⑵38)к следующему виду:
白=%/@a)，(2.39)
На рис. 2.9, 6 показаны циклы Карно теплового двигателя и холодильной машины, в которых рабочие вещества прямого и обратного циклов различны. Зависимости, полученные для циклов с одинаковыми рабочими веществами, сохранятся и для циклов Карно с различными рабочими веществами.
(2.40)(2.40)При изучении холодильного цикла холодильный коэффициент является одним из важнейших критериев, однако полная эффективность процесса получения искусственного холода зависит не только от эффективности обратного цикла, но и от эффективности связанного с ним прямого цикла. Эту важнейшую особенность показывает выражение для теплового коэффициента. Действительный тепловой коэффициент Мд отличается от теплового коэффициента обратимых циклов С величиной потерь прямого цикла %, обратного цикла ”х н величиной потерь при передаче работы от прямого к обратному циклу %「С учетом всех потерь формула для действительного теплового коэффициента будет иметь вид
(2.40)
(2.40)
張=Пт%%15х，
Отличие действительного теплового коэффициента от теоретического может быть неодинаковым для различных типов холод иль- ных машин и условий их работы. Критерием термодинал^ического совершенства действительных циклов является отношение
“ L J/& (2.41)
Величина л показывает степень приближения действительных процессов системы к обратимым, поэтому изучение потерь действительных процессов - с целью возможного уменьшения их составляет одну из важнейших задач теории холодильных машин.
Эксергетический анализ обратных циклов
В настоящее время для анализа как обратных, так и прямых циклов весьма часто используется эксергетический метод [4]. Он применяется для решения двух основных задач. Первая ■— установление максимальных термодинамических возможностей и вычисление потерь эксергии (работоспособности) в результате необратимости процессов и циклов; вторая — обоснование рекомендаций по их. совершенствованию.
Эксергия термодинамической системы в данном состоянии определяется количеством энергии, которое может быть получено внешним приемником энергии от системы при ее обратимом переходе
из данного состояния в состояние полного равновесия с окружающей" средой. Очевидно, что и в состоянии полного равновесия с окружающей средой система (рабочее вещество) обладает некоторой энергией, однако эту энергию использовать нельзя. Такую энергию условились называть анергией.,jПри эксергетическом анализе обратных циклов следует иметь! в виду, что весь цикл или часть его процессов располагается в обла-1 ст и температур ниже окружающей среды. В этом случае среда при-1 обретает некоторую работоспособность по отношению к рабочему!из данного состояния в состояние полного равновесия с окружающей" средой. Очевидно, что и в состоянии полного равновесия с окружающей средой система (рабочее вещество) обладает некоторой энергией, однако эту энергию использовать нельзя. Такую энергию условились называть анергией.,jПри эксергетическом анализе обратных циклов следует иметь! в виду, что весь цикл или часть его процессов располагается в обла-1 ст и температур ниже окружающей среды. В этом случае среда при-1 обретает некоторую работоспособность по отношению к рабочему!斤斤Рис. 2.10. Потоки эксергии в эле-менте установкиРис. 2.10. Потоки эксергии в эле-менте установкивеществу, но следует помнить, что эта работоспособность попунена за счет затраты работы прямого цикла! Эксергия теплоты Eq определяете^ по уравнению [19]'Eq = Q(T — TOtC)jT (при Т = const) (2.42) или в более общем виде 与 —веществу, но следует помнить, что эта работоспособность попунена за счет затраты работы прямого цикла! Эксергия теплоты Eq определяете^ по уравнению [19]'Eq = Q(T — TOtC)jT (при Т = const) (2.42) или в более общем виде 与 —6Q(T—7Vc)/7\ где Q —6Q(T—7Vc)/7\ где Q —теп-1теп-1ловой поток; Т ——температура тела, у которого эта теплота отнимается (или того, к которому теплота подводится).jУдельная эксергия потока вещества'ловой поток; Т ——температура тела, у которого эта теплота отнимается (или того, к которому теплота подводится).jУдельная эксергия потока вещества'с = (i —力)一TOtC(s — S。),с = (i —力)一TOtC(s — S。),(243)(243)
из данного состояния в состояние полного равновесия с окружающей" средой. Очевидно, что и в состоянии полного равновесия с окружающей средой система (рабочее вещество) обладает некоторой энергией, однако эту энергию использовать нельзя. Такую энергию условились называть анергией.,j
При эксергетическом анализе обратных циклов следует иметь! в виду, что весь цикл или часть его процессов располагается в обла-1 ст и температур ниже окружающей среды. В этом случае среда при-1 обретает некоторую работоспособность по отношению к рабочему!
из данного состояния в состояние полного равновесия с окружающей" средой. Очевидно, что и в состоянии полного равновесия с окружающей средой система (рабочее вещество) обладает некоторой энергией, однако эту энергию использовать нельзя. Такую энергию условились называть анергией.,j
При эксергетическом анализе обратных циклов следует иметь! в виду, что весь цикл или часть его процессов располагается в обла-1 ст и температур ниже окружающей среды. В этом случае среда при-1 обретает некоторую работоспособность по отношению к рабочему!
斤
斤
Рис. 2.10. Потоки эксергии в эле-менте установки
Рис. 2.10. Потоки эксергии в эле-менте установки
веществу, но следует помнить, что эта работоспособность попунена за счет затраты работы прямого цикла! Эксергия теплоты Eq определяете^ по уравнению [19]'
Eq = Q(T — TOtC)jT (при Т = const) (2.42) или в более общем виде 与 —
веществу, но следует помнить, что эта работоспособность попунена за счет затраты работы прямого цикла! Эксергия теплоты Eq определяете^ по уравнению [19]'
Eq = Q(T — TOtC)jT (при Т = const) (2.42) или в более общем виде 与 —
6Q(T—7Vc)/7\ где Q —
6Q(T—7Vc)/7\ где Q —
теп-1
теп-1
ловой поток; Т ——температура тела, у которого эта теплота отнимается (или того, к которому теплота подводится).j
Удельная эксергия потока вещества'
ловой поток; Т ——температура тела, у которого эта теплота отнимается (или того, к которому теплота подводится).j
Удельная эксергия потока вещества'
с = (i —力)一TOtC(s — S。),
с = (i —力)一TOtC(s — S。),
(243)
(243)
где %, s — соответственно энтальпия и энтропия вещества в рас-： сматриваемом состоянии; i。,必 —— соответственно энтальпия и энтропия вещества в состоянии термодинамического равновесия с окружающей средой.
Если масса рабочего вещества, участвующего в процессе, равна G, то его полная эксергия EG равна Ge. По определению с равна работе, которая может быть получена в потоке при обратимом переходе 1 кг вещества из данного состояния в состояние термодинамического равновесия с окр)гжающей средой： Эксергия механической энергии El равна, очевидно, самой механической энергии. Если через 仇， Eg，El обозначить введенную в систему эксергию, а через Eq, £%, Е£ — эксергию, полученную в результате совершения системой
процесса, то на основе второго закона термодинамики можно утверждать, чтоJ
Eq Eg £"l ^ £q ~Ь Eg ^г El，(2.44)[
В этом соотношении знак равенства соответствует обратимым процессам в системе, знак неравенства — необратимым. С помощью : соотношения (2.44) определяются максимально возможные показатели циклов, установок при обратимых процессах в них. Таким образом, хотя в любой части машины подводимая и отводимая энергия равны, отводимая эксергия всегда меньше подводимой. Эта потеря эксергии обусловлена внешней и внутренней необратимостью действительных термодинамических процессов. В общем случае зна-
чение этой потери так：чение этой потери так：(2.45)всех тел, участвовав-(2.45)всех тел, участвовав-“ =уЕ — ?Е' может быть определено
чение этой потери так：
чение этой потери так：
(2.45)
всех тел, участвовав-
(2.45)
всех тел, участвовав-
〃彥= Т.сУ А&，
Где £А& — суммарное изменение энтропии
шИДля ХдогоеуЗЛа установки рассчитывается коэффициент термо-
(2.46)(2.46)динамических потерь
(2.46)
(2.46)
Q/ = ni/Eni
(2.47)(2.47)а для всей установки ——степень термодинамического совершенства (эксергетический КПД)
(2.47)
(2.47)
小=(Еп - Х〃)/Еп=1 — £0,
где Еп ——эксергия, вводимая в установку.
В эксергетическом методе анализа определенную часть машины, установки отделяют (рис. 2.10) условными граничными сечениями п и fe и определяют потоки эксергий Eik и Ein через эти сечения, затем рассчитывают эксергетический КПД данного элемента
加• =、(2.48)
потери эксергиипотери эксергии(2.49)(2.49)в нем
потери эксергии
потери эксергии
(2.49)
(2.49)
〃i = Em — £加=(1 — Mi) Ein
и эксергетический КПД рассматриваемой части установки
』=EJ Er*(2.50)
Уравнения (2.45) и (2.49) тождественны, однако эксергетический метод обладает более широкими возможностями анализа разнооб* разных установок. Очевидно, что g® — Нобр・
Г л а в a 3
РАБОЧИЕ ВЕЩЕСТВА ХОЛОДИЛЬНЫХМАШИН
Процессы отвода теплоты от источника низкой температуры, а также подвода теплоты к источнику высокой температуры или к окружающей среде связаны с явлением теплообмена. Эти процессы протекают с участием не менее двух тел, одно из которых — охлаждающее (или нагревающее) — принято называть рабочим веществом или холодильным агентом.
Искусственное охлаждение связано с осуществлением термодинамических циклов холодильных машин, которые основаны главным образом на фазовых превращениях рабочих веществ. Непрерывный отвод теплоты от охлаждаемого источника возможен при бесконечно большом запасе рабочего вещества или при конечном количестве его, если после совершения холодильного эффекта вернуть рабочее вещество в первоначальное состояние.
Применяемые в холодильных машинах рабочие Еещества характеризуются диапазоном нормальных температур кипения от 100 до —160 ℃. Наиболее доступными рабочими веществами являются воздух и вода. Применение воды ограничено температурами кипения выше 0 ℃. При этом из-за высокой нормальной температуры кипения рабочие давления \ водяного пара низки (/0 = 2°, р。= 0,796 кПа), >поэтому вода используется только в пароэжекторных и бромисто- лит и евых абсорбционных холодильных машинах, главным образом в установках кондиционирования воздуха. Применение воздуха также ограничено его малой теплоемкостью | около 1,0 кДж/(кг-К)]. Вследствие этого в машинах большой холодопроизводительности требуется сжимать в компрессоре очень большие количества воздуха. Воздух используется как рабочее вещество в газовых (воздушных) холодильных машинах сравнительно небольшой холодопроизводительности.
В настоящее время используют около 30——40 рабочих веществ, из которых практическое применение, кроме воды и воздуха, получили аммиак и различные фторхлорбромпроизводные метана и этана (в основном), а также пропана и бутана. Производные углеводородов в нашей стране получили название хладонов или фреонов (зарубежное название). Возможность получения многочисленного ряда хладонов из насыщенных углеводородов определяется зависимостью п + х+ у + г = 2т + 2,
вытекающей из химической формулы вещества CmHnFxCl^Br^. 32
Для удобства установлены сокращенные обозначения хладонов. Соединения без атомов водорода записывают для производных метана цифрой 1, к которой прибавляют цифру, определяющую число атомов фтора. Например CF2CI2—R12, CF3C1— R13. Для производных этана, пропана и бутана перед цифрой, определяющей число атомов фтора, ставится соответственно 11, 21, 31. Например, C2F3C13—RI 13, C3F6C12—R216 и т. п. П p и наличии атомов водорода у производных метана к первой цифре, а у этана, пропана и бутана 亠 ко второй прибавляют число, равное числу незамещенных атомов водорода. Так, например, CHFC12 обозначается R21, C2H3F3—R143./'
Принятая система обозначений условно может быть распространена и на соединения, не содержащие атомов фтора. Например, СС14—R10, СН2С12一R30 и т. п. При замене атомов фтора атомами брома в обозначение хладона вводится буква В. Например, CF3Br— R13B1, CF2Br2—R12B2 и т. п. Ненасыщенные углеводороды и их производные сокращенных обозначений не имеют.
Возможность применения рабочих веществ в холодильных машинах различного назначения и условий осуществления термодинамических циклов определяется их свойствами. К таким свойствам относятся: ядовитость, запах, взрывоопасность, воспламеняемость, температура затвердевания, взаимодействие с металлами и маслами и их термодинамические свойства.
Термодинамические свойства рабочих веществ холодильных машин
Рабочие вещества классифицируют по давлениям р и нормальным температурам кипения 厶(при р — 0,981 • 105 Па).
П о давлениям рабочие вещества условно делят на три группы: высокого, среднего и низкого давления. К первой группе относят вещества, у которых давление конденсации при / = 30 ℃ составляет от 7 до 2 МПа, ко второй группе —- вещества, у которых давление — от 2 до 0,3 МПа, к третьей — ниже 0,3 МПа. П о нормальным температурам кипения вещества также делят на три группы. К первой группе относятся вещества с 厶< < ——60 ℃, ко второй с 厶 = ——60 -S——10 ℃ к третьей ——с >—10℃
Классификации по давлениям и температурам взаимосвязаны. Низкотемпературные вещества (厶 V —60 ℃) относят к группе веществ высокого давления и, наоборот, вещества низкого давления относят к группе высокотемпературных веществ.
一 Классификация рабочих веществ предопределяет их выбор в со- етветствии с температурным режимом работы холодильных машин, среди которых различают: высокотемпературные «о >—10 ℃ — тепловые насосы, машины для кондиционирования воздуха, в основ- ном одноступенчатые); среднетемпературные (/()= —10^——30 ℃, в основном одноступенчатые); низкотемпературные одноступенчатые
33332 П/р И. Д. Сакуна
33
33
(4=——30^——55 ℃), двухступенчатые (4 до —70 ℃) и каскадные &> до -110℃).
Термодинамические характеристики наиболее распространенных рабочих веществ приведены в табл. 3.1. Термодинамические параметры состояния рабочих веществ связаны между собой уравнением состояния
f (р, с, Т) = &(3.1)
Уравнение состояния Клапейрона pv = RT, как известно, справедливо только для идеальных (совершенных) газов. В холодильной
z ^
Ю 如
郎
F4
43
42
%=1&华、121tMs
” 4J 44 ® qg ifi
2 彳 46 7 891020 25 30 /
Рие. 3.1. Зависимость коэффициента сжимаемости z от приведенного давления л
технике его применение ограничено узким кругом зада«1. Для реальных газов и паров уравнение состояния может быть представлено в" таком виде
月=RzTp,
(3.2)
где г —— коэффициент сжимаемости; он зависит от безразмерных параметров л = р/ркр； т = 77THp (Рнр, 「кр —— нршические давление и температура), т. е. г = f (л, т).
При наличии термодинамического подобия нескольких рабочих веществ значения г при одинаковых лит будут одинаковыми для всей этой группы [50 ], Однако строгого критерия термодинамического подобия для реальных веществ пока не установлено. Считается возможным использование критерия подобия zHp = ^кр^рЛ^^нр)- Для большинства хладонов и некоторых других холодильных агентов гнр = 0,26+0,28 [2 ], что позволяет для этой группы веществ получить однозначную зависимость z = f (л, т).
На рис. 3.1 приведена зависимость коэффициента сжимаемости от безразмерного параметра л = р/ркр при различных к = Т/Т^ для рабочих веществ, у которых 鉄項= 0^27. Из риеувка следуетг чго 34
о £
Е 2 и
g g件^专
界d
銷f
W s
СК
窮
йо『ох 8§т88 XMhO9Pd S^SHUS&£«&« WSSWTXiKSSS^WH
HHmMw
X2
06qI 09二
02-~
08二 060-1 09I-I 9三I Qw-I
9gqo §o i-0 §<^
1-0 M§-0 300-0
Q Q吟 N стГ 二 ЭД СО СО
I СМ I
О О in О Ъ>Г со со of 寸 g 督 I
о оо oq Z Z ш е I сч
6 m 8 О
OO CO CO 00
CO CO I Z
寸 g 寸
g co 寸 a
О О го о g z
о о g z O h 寸 00
□o' об со 6 Z 9
毋 u5 co to"
I 寸 e I
^-<₽-1₽-1
Cm
ю со со 9 Z 00
a co о ь* 8 9 Q 6
со QO СО СМI
О CO C< IO
Й S? Й
00 CM 6 H co 6 寸 C
z g g
合 09
о о о
22 4 9 о
§si^- QQBH'dQ°8§?98 anHogbQ
SS3^ 0§8^ ^§^w^?^ ss^^
dQU^»SJ-ZQ%。0ЦГОий«&3OU.H。
WSOK анх e=H I&H IZH IE
s&o
S88O 66860 8 密o
91960 1-0 9Z89O
О о СО ®
ООООсо
qTioоof1
счааI61
а—а寸I
6 о
ОС4О6о
66I99,
6IIOJ◎1
寸 cо
寸 cо 寸寸寸
00
О а Z со w-M CD
со
о
6
寸 6 史
3童§
Е
сгГ
1
0058—
06-66 25* 3-s 9y圣 z『98 I6OOH I6OZI
Ms 次 gz + + 露 xfi 3IK% 3.97 +
XJ匕 HoodJ
I4HHU й«ьо aGg
oomM §K GZH sras
XX
1.О. S.1о
1 1 м111 1 吗
Й
к н 2 痴 弓 О
u Н
ООСО96co9iZ6寸
寸6Ig寸zmzg
寸寸一8、6寸899g00
ZО8Z6IZ668
。I寸一ОООI
s
CO
電 сч
d
С
6 н
га m сх^ t- 駡詁芸
ООО、С*
I6960968
co s
о о ”寸 9co co
Iz 6z9 寸 iggcooo
о уS ooooCO
卡寸一1HTEGTiriVr-
急
2 £ ° I起拾^^^忘S
Э臂吵窑鼠6一叵不
ig 出' co
fe sf ^ 00 c5 S o§ 8 об Й
0 0
迢絶&Sg S Б fe 8 S 2
二 R U^ ОО О O QO•
IZО 00 ,co СЧ QO寸
9
1
g
00 a
Е*且乐尤Q心*尤*芯享6
2寸00寸u艺寸
言+函+s +
c
m
36
QZ'О 薩 coW
ООICO 寸 CO ZI 0寸
心Юz
XHXHHHH0HX
c§
*
при л < 6 и л < 2 коэффициент сжимаемости z V L Это означает, что в области, в которой решается большинство практических задач, относящихся к умеренному холоду, реальные пары и газы обладают большей сжимаемостью, чем идеальные газы. При п >8+9 коэффициент сжимаемости z 〉 1 для всех паров и газов.
Для реальных газов и паров получили применение уравнения состояния многих авторов, видных ученых, например уравнение Битти——Бриджмена, М. П. Вукаловича и И. И. Новикова, Н. Н. Боголюбова——Дж. Майера, А. В. Клецкого и др. [2]. Уравнения состояния реальных рабочих веществ довольно громоздки, что затрудняло их использование при ручном счете. Применение ЭВМ позволяет определять расчетным путем термические и калорические параметры веществ при расчете циклов и рабочих процессов холодильных машин. Широкое распространение получило вириальное уравнение- Боголюбова—Майера
z=^=i+£bj, (3.3)
где Bt — вириальные коэффициенты, зависящие только от температуры. Они имеют физический смысл ——характеризуют взаимодействие пары, троек и т. д. до г = m молекул. С увеличением числа взаимодействующих молекул падает относительный вклад вириаль- ных коэффициентов в уравнение состояния (3.3). Чем меньшее значение имеет плотность р рабочего вещества, тем меньшее число членов следует учитывать. Число вириальных коэффициентов m обычно выбирают минимальным. Тогда z = ] + £忆1 В£, а каждый из вириальных коэффициентов 吕尸三厶他订//)и уравнение Боголюбова-Майера примет вид
2 =錚=1 +£*争< (34) f=I /=о
где 匕仃 —— коэффициенты разложения. Входящие в уравнения коэффициенты зависят от свойств рабочих веществ и определяются по экспериментальным данным [2 ].
Уравнения состояния реальных рабочих веществ имеют большое практическое значение. Зная такое уравнение, а также функциональную зависимость для теплоемкости ср или с。, можно по известным в термодинамике формулам определить все термодинамические функции рабочего вещества. Термодинамические свойства рабочих веществ влияют главным образом на эффективность термодинамических циклов, на показатели и характеристики холодильных машин и компрессоров. Рассмотрим влияние термодинамических свойств рабочих веществ 亿 成，& и &) на необратимые потери работы при дросселировании и отводе теплоты перегрева при сжатии пара на примере теоретического цикла холодильной машины (рис. 3.2). ' . 1
При постоянных температурах внешних источников Тнпт и То> с, бесконечно малой разности температур в процессах теплообмена между рабочим веществом и источниками, а также при обратимых процессах сжатия (/—2Г и 2‘一6) цикл 1—Т—b—S—4—l имеет только один необратимый процесс дросселирования (3——4). Холодопроизводительность цикла ‘о —厶——％ в s——Т-диаграмме эквивалентна площади под процессом 4—1 (пл. d—4—?—°. Ее можно представить как разность площадей (пл. а —0—1~с) — (пл. 优一0—4—d)= н пл. d—4—1—с; пл.优一0—/—с соответствует теплоте парообразования Го при температуре кипения У。, а пл. а——0——4——d ——коли- ，.ов дроссельном процессе
3—4 %=，з，получим q = ="一，仇В изобарном
процессе 0—3 количество подведенной теплоты равно сх (Т — Г。)и, таким обрззом, q Сх (Т— Т°)・ Сл ед о в 31 ехьно,°
—或(Т — 7) Количество теплоты, отведенной от рабочего вещества в процессе 2’一3, q = Т As2‘_3・ Изменение энтропии в процессе 2'—3As?，—=
=As；_г? — А$з—а.
Так как Ns「()= r* iT、 и As<? —д =或 In (夕/To), получим,
q=[rQlTQ-cx\n(TlT^]T.
Холодильный коэффициент цикла /—2,一b—3—4T 偽=/ 一成(T-70)
Разделив почленно числитель и знаменатель на %, получим
'=T U/To -(经/rо m (苗0)｝一" 一 (0/%) (t - т。)] •(3・5)
Из уравнения следует, что наибольшего значения s достигает при г。-> 8 м с； f 0.
В цикле /—2—3—4—/ помимо необратимых потерь при дррссе- лированни имеют место необратимые потери, связанные с перегреванием пара при сжатии (в процессе 2’一2). Работа цикла по сравне- нню с циклом /—2'——b——3——4——J (при одинаковых холодопроизво- дительностя^х) возрастает на величину Д/, эквивалентную площади 2,——2——b——7. Пренебрегая нелинейностью линии 2——b
А/ 0,5 (北 一 Т) \s2^
Из термодинамики известно, что ds = с (d77T), где с ——теплоемкость процесса. Интегрируя это уравнение при ср = const в пределах от Т до Гг и при с； = const в пределах от Т9 до Т, получим
А$2-方— Ср In (Тr/T) = Сх In (Т/То).
Отсюда
北=7 ⑴丁僻伝；а/ = 0,5с^ [(Т/Т^1ср - 1]1п(Г/Т^.
Холодильный коэффициент цикла /—2—3—4T
Л)—с[(Г —%)
'=Т А/Г。一 叁 in (〃т。)] 一 1% — ％ (Г — г。)] + •+ G,5c7 [(3))"/'° т] In (TJT^
Разделив почленно числитель и знаменатель на г0, получим
、 Г1一小)("7。)• '
Т[1/То- m In (Г/To)] - [ 1 - m (Т-Т^ + ；< °
+ @5圖%)"(7落/‘Р一 1]1n (?/?о)
Из уравнения (3.6) следует, что наибольшего значения е достигает при максимальных значениях теплоты парообразования (“ ->оо) и изобарной теплоемкости перегретого пара (@ т оо) н минимальных значениях теплоемкостей насыщенной жидксюти (以-> 0) и насыщенного пара (й 0).
Выполненный анализ позволяет сделать вывод, что при заданных постоянных температурах внешних источников рабочее вещество надо, выбирать с такими свойствами, чтобы цикл осуществлялся при температурах вдали от критической (Т/Т1{р = 0,5+0,85).
Степень обратимости термодинамических циклов, характеризующая термодинамическое совершенство рабочего вещества, при условии постоянства температур источников подвода и отвода теплоты определяется как отношение холодильного коэффициента цикла к холодильному коэффициенту цикла Карно.
Степень термодинамического совершенства зависит от внутренних необратимых потерь в цикле, определяемых коэффициентами, учитывающими потери от дросселирования % и перегревания пара при сжатии 刀厂 Для теоретического холодильного цикла при постоянных температурах источников'
?1 = ПдПп-(3.7)
Эта зависимость важна для анализа и выбора рабочих веществ в соответствии с совершаемыми ими циклами. Если принять, что П н const для данной группы веществ, то величины г)江 и Лп обратно пропорциональны, т. е. для веществ, у которых велики дроссельные потери, малы потери от перегревания пара и наоборот.
Дроссельные потери связаны с такими термодинамическими свойствами рабочих веществ, как теплоемкость насыщенной жидкости 成 и теплота парообразования г0, а следовательно, и потери от перегре-
39
вания зависят от этих же параметров. Кроме того, величина % зависит от теплоемкости насыщенного и перегретого пара при постоянном давлении 或 и ср. Рабочие вещества, имеющие большую теплоту парообразования г。，обладают малой теплоемкостью насыщенной жидкости 或(крутой подъем левой пограничной кривой диаграммы s — Т) н поэтому дроссельные потери цикла здесь будут минимальными, а значение г)“ большим. При осуществлении цикла в области, лежащей ближе к критической температуре, необратимость дросселирования увеличивается, так как г0 ->0, а с； -> оо, поэтому применение рабочих веществ высокого давления, имеющих низкую критическую температуру для получения умеренно низких температур кипения, нецелесообразно.
Как было отмечено выше, величина теплоемкости насыщенного и перегретого пара Сх и ср влияет (кроме г0 и 或)на потери от перегревания пара при сжатии. Это связано с тем, что при малом значении & наклон изобар в области перегретого пара крутой и, следовательно, температура в конце процесса сжатия повышается, а соответственно уменьшается % (например, у аммиака). Выражение (3.7) показывает, что характер потерь термодинамического цикла зависит от свойств рабочих веществ и для различных холодильных агентов неодинаков. В зависимости от характера потерь каждого рабочего вещества цикл холодильной машины должен состоять из различных процессов. Для веществ, у которых большие значения % и малые %, необходимо включать процессы, уменьшающие потери от дросселирования и, наоборот, для веществ, имеющих малые значения % — процессы, сокращающие потери от перегревания пара при сжатии.
Свойства рабочих веществ холодильныхмашин
Теплофизические свойства. К ним относятся вязкость, теплопроводность, поверхностное натяжение, температуропроводность, плотность, теплота парообразования и др. Эти свойства влияют главным образом на интенсивность процессов теплообмена в аппаратах холодильных машин, что, в свою очередь, сказывается на общей энергетической эффективности холодильной машины и ее конструктивных особенностях.
Интенсивность теплообмена в испарителях холодильных машин повышается, если рабочее вещество имеет большие значения теплопроводности и температуропроводности насыщенной жидкости, плотности насыщенных пара и жидкости и наименьшие поверхностное натяжение и вязкость жидкости. Для интенсивного теплообмена в конденсаторе рабочее вещество должно иметь высокие теплопроводность, плотность жидкости и теплоту парообразования и низкую динамическую вязкость. Интенсивность теплоотдачи в теплообменниках возрастает с увеличением теплопроводности, теплоемкости и плотности и уменьшением вязкости рабочего вещества.
В качестве общей характеристики свойств рабочих веществ для теплообмена при кипении и конденсации могут быть выбраны критические параметры рабочих тел и их молекулярная масса. Теплоотдача при кипении и конденсации возрастает при прочих равных условиях по мере уменьшения Ткр и молекулярной массы и уменьшается с ростом ркр при кипении и с понижением ркр при конденсации.
Химические и физико-химические свойства. Химическая стабильность рабочих веществ характеризуется температурой разложения, воспламеняемостью и взрывоопасностью. Температуры разложения рабочих веществ, применяемых в холодильной технике, значительно выше температур термодинамических рабочих циклов. При использовании в качестве рабочего вещества хладонов с применением регенеративного теплообмена температура конца сжатия не превышает 70—100 ℃, а у аммиака— 150 ℃.
Термическая стабильность рабочих веществ различна. Разложение хладонов связано с образованием хлористого и фтористого водорода и фосгена. При температурах 150—170 ℃ частично разлагаются такие рабочие вещества, как R12, R22, R502, R13; при более низких температурах интенсивнее разлагаются вещества R11, R21 и др. Наименее устойчивы к влиянию высоких температур бромиро- ванные углеводороды. Термическая стабильность рабочих веществ в присутствии масел снижается. Минеральные масла более сильно влияют на ухудшение термической стабильности, чем синтетические, применяемые в холодильной технике. Разложение рабочих веществ оказывает вредное влияние на надежность компрессоров, продолжительность использования в них масла без замены.
Рабочие вещества обладают различной степенью воспламеняемости и взрывоопасности. Аммиак в соединении с воздухом при концентрациях 16—26,8 % взрывоопасен и воспламеняем. Наибольшей взрывоопасностью отличаются этан, этилен, пропан и бутан. Она снижается у хладонов по мере уменьшения числа атомов водорода и увеличения атомов фтора и хлора. Не воспламеняются и не взрывоопасны углекислота, шестифтористая сера, галогенизированные хладоны, фторуглероды, R22 и R23.
Взаимодействие с водой и примесями. Чистота рабочих веществ, связанная с присутствием в них воды, неконденсирующихся газов, и других примесей, имеет важное значение при эксплуатации холодильных машин. Существуют предельные нормы содержания влаги и других примесей в рабочих веществах, установленные ГОСТом. Примеси в рабочем веществе влияют на его термодинамические свойства, особенно при низких давлениях, повышая температуру и давление кипения. Присутствие в холодильном агенте нерастворенной влаги вызывает опасность образования льда в дроссельных органах холодильной машины. Эта опасность уменьшается с увеличением растворимости воды в рабочем веществе. Наименьшая растворимость наблюдается у R12 и некоторых других хладонов..
Содержание растворимой в рабочем веществе воды по-разному воздействует на металлы, вызывая коррозию. Чистые углеводороды
(этан, пропан, изобутан) не реагируют с водой. Галогенизированные углеводороды образуют с водой галогенные кислоты. Так, например, хлорированные углеводороды под действием теплоты и света, а также под влиянием металлов, действующих каталитически, образуют с водой соляную кислоту. Соединения углерода и фтора более стойки, поэтому труднее образуют кислоты.
Растворимость воды уменьшается с увеличением числа атомов фтора (R115, RC318). В присутствии влаги или при повышенных температурах металлы по-разному влияют на гидролиз и термическое разложение хладонов. Аммиак не взаимодействует со сталью, однако вызывает коррозию меди и ее сплавов, особенно при наличии влаги.
Взаимодействие со смазочными маслами. Смазочные масла, применяемые в холодильных машинах, должны удовлетворять определенным требованиям к вязкости, маслянистости, стабильности при различных температурах и давлениях. Большое значение имеют свойства растворов масел и рабочих веществ.
Основные требования, предъявляемые к маслам, применяемым в холодильной технике для смазывания, заключаются в следующем: 1) при низких температурах они должны обладать достаточной текучестью; 2) не должно выпадать тугоплавких частиц парафина; 3) при высоких температурах не должно происходить коксования и образования асфальтов и смол.
Рабочие вещества по-разному реагируют с маслами. Аммиак не растворяет масло и поэтому в аммиачных холодильных машинах отделение масла после компрессора в м асл оотдел ител я х сводит к минимуму возможность попадания его в теплообменные аппараты. Для хладонов, растворяющих масло, его влияние сказываемся как на термодинамических и теплофизических свойствах, так и на условиях теплообмена и гидравлических сопротивлениях.
При конденсации теплоотдача хл адопомасл я кого раствора из-за увеличения вязкости и уменьшения теплопроводности пленки оказывается меньшей, чем при конденсации чистого рабочего вещества. При кипении в зависимости от условий течения, температуры насыщения, концентрации масла и вида хладона масло ухудшает теплоотдачу.
По степени взаимной растворимости с минеральными маслами рабочие вещества могут быть разделены на три группы: с ограниченной растворимостью; с неограниченной растворимостью; промежуточные —— с ограниченной растворимостью в определенном интервале температур. Вещества первой группы в состоянии насыщения растворяются в масле в небольшом количестве. При увеличении количества масла смесь разделяется на два слоя — масло и холодильный агент. При большой плотности рабочего вещества слой масла всплывает, при малой ——осаждается. Вещества второй группы в переохлажденном состоянии g маслом взаимно растворяются в неограниченных количествах. В состоянии - насыщения количество рабочего вещества, растворяющегося в масле, зависит от температуры раствора и давления пара над ним: с повышением
давления и снижением температуры концентрация хладона в масле возрастает. При постоянном давлении понижение температуры вызывает поглощение, а повышение — возгонку хладона. Вещества третьей группы при высоких температурах растворяются в масле неограниченно. Ниже некоторой критической температуры растворения раствор разделяется на два слоя. Необходимо выбирать масло с возможно более низкой критической температурой растворения: R22 имеет критическую температуру растворения 片.н卩= =24 ℃, поэтому он неограниченно растворяется в масле при высоких температурах (в конденсаторе), а при низких температурах (в испарителе) будет расслаиваться; R12 имеет /卩门停口,一45 ℃, поэтому при температурах процессов машины выше этого значения обладает неограниченной растворимостью.
С повышением растворимости жидкого рабочего вещества повышается и растворимость паров в масле. Концентрация масла в паре аезначительна, однако парциальное давление пара в результате его растворимости имеет более низкое значение, чем чистое вещество, а поэтому температура кипения жидкости, растворенной в масле при том же давлении, будет выше, чем чистого вещества.
Аммиак л шестифтористая сера (SF6) растворяются в минеральном масле незначительно, а углекислота не растворяется вообще. Растворимость хладонов с возрастанием в соединении атомов фтора уменьшается. Практически не растворяются в минеральных маслах вещества R13, R14, R115, R22, RH4 и азеотропная смесь из R152 и R12 растворяется частично (они имеют зону несмесимости); RI 1, R12, R21, R113 растворяются неограниченно. Малой растворимостью обладают фторированные углеводороды C3F8, C4F10 и пр.
У рабочих веществ второй группы при использовании тяжелых масел и при низких температурах обнаруживается зона несмеси- мости. Вещества третьей группы (R22) переходят во вторую при использовании легких или синтетических масел. В том случае, когда рабочее вещество не растворяется в масле,—— отсутствует пена при кипении (в испарителе); в затопленных испарителях масло хорошо отделяется; концентрация растворенного масла не влияет на температуру кипения; более устойчиво работают поплавковые вентили, так как уровень жидкости поддерживается постоянным.
Растворимость рабочего вещества в масле способствует тому, что слой масла почти полностью смывается с теплопередающих поверхностей, а в испарителях незатопленных систем он уносится вместе с жидкостью; снижается температура затвердевания рабочего вещества. Растворимость рабочих веществ в масле зависит от температуры и для некоторых веществ показана на рис. 3.3. При расчете циклов холодильных машин она обычно не учитывается, хотя ее следует учитывать, так как уменьшение массовой холодопроизводительности маслохладонового раствора по сравнению с чистым вецеством может достигать значительных величин.
Использование рабочих веществ, хорошо растворяющихся в мае* лах (RJ2}, приводит к необходимости установки регенеративных тепиютбмеиников. В теплообменнике происходит не только перегрев
чистого пара, а главным образом доиспарение рабочего вещества из раствора при повышающейся температуре пара. Возможная степень регенерации зависит от концентрации масла в веществе перед
регулирующим вентнлем.
'Взаимодействие с конструкционными материалами. Материалы, применяемые для изготовления холодильных машин, должны быть инертны как к рабочим веществам, так и к их смесям со смазочными маслами. По отношению к хладонам они должны иметь высокую плотность во избежание утечек через поры. Фтор хлор производные
углеводородов являются хорошими растворителями многих органиуглеводородов являются хорошими растворителями многих органических соединений и веществ, 力七20О•20-40-50ческих соединений и веществ, 力七20О•20-40-50'020 仞 60Содержание масла, %Рис. 3.3. Растворимость некоторыхрабочих веще ств в масле'020 仞 60Содержание масла, %Рис. 3.3. Растворимость некоторыхрабочих веще ств в маслепоэтому вызывают набухание уплотняющих прокладок, диффузию рабочего вещества и его потери. Для прокладок должны применяться паронит, фторопласт, специальная (нефритовая) резина, а в качестве вяжущих веществ и изоляционных лаков — поливинилацетаты и полиамиды.
углеводородов являются хорошими растворителями многих органи
углеводородов являются хорошими растворителями многих органи
ческих соединений и веществ, 力七
20
О
•20
-40
-50
ческих соединений и веществ, 力七
20
О
•20
-40
-50
'020 仞 60
Содержание масла, %
Рис. 3.3. Растворимость некоторыхрабочих веще ств в масле
'020 仞 60
Содержание масла, %
Рис. 3.3. Растворимость некоторыхрабочих веще ств в масле
Аммиак инертен по отношению к стали, но разъедает в присутствии влаги медь и медные сплавы, цинк и др. Углекислота, пропан, изобутан химически инертны ко всем металлам. Хладоны в обезвоженном состоянии инертны ко всем металлам, за исключением сплавов с содержанием Mg более 2 %.
Вещества R14, R22, R114 инертны к алюминию без твердометаллических присадок; обезвоженные
вещества Rll, R21, R113 воздействуют на алюминий и его сплавы; RC318, SF$ и все полностью фторированные органические соединения химически нейтральны.
Физиологические свойства. По степени ядовитости рабочие вещества холодильных машин делятся на шесть классов. Классификация основана на опытном изучении физиологического воздействия паров рабочего вещества на подопытных животных. Установлены предельно допустимые концентрации (ПДК) для ряда рабочих веществ. ПДК более полно отражают вредное воздействие рабочих
веществ на организмы, хотя одного этого параметра и недостаточно для объективной оценки опасности работы с холодильными агентами. Так, например, ПДК для RI 1 и R12B1 одинакова и равна 1000 мг/м3, однако при / = 20 ℃ давления насыщенных паров этих веществ соответственно равны 90 и 230 кПа, а плотность 5,2 и 17 кг/м3, поэтому пары R12B1 попадают в атмосферу рабочей зоны быстрее и больше, чем пары R11.
Реальная опасность отравления различными рабочими веществами определяется коэффициентом возможного ингаляционного отравле-
ния (КВИО), который определяется как отношение максимально допустимой концентрации пара при / = 20 ℃ к среднесмертельной для мышей в течение 120 мин. С учетом условности среднесмертельния (КВИО), который определяется как отношение максимально допустимой концентрации пара при / = 20 ℃ к среднесмертельной для мышей в течение 120 мин. С учетом условности среднесмертельной концентрации как параметра токсического воздействия на человека, А. В. Быков рекомендует оценивать реальную опасность отравления холодильным агентом коэффициентом токсической опасности Кт. о, представляющим безразмерную величину, полученную отношением плотности пара рго при / = 20 ℃ к ПДК, установленной для воздуха рабочей зоны,Кт. о = р；о/ПДК. (3.8)Коэффициент токсической опасности показывает, во сколько раз может быть превышена ПДК при аварийной ситуации в реальных производственных условиях. С увеличением 尺乙 0 меры предо-ной концентрации как параметра токсического воздействия на человека, А. В. Быков рекомендует оценивать реальную опасность отравления холодильным агентом коэффициентом токсической опасности Кт. о, представляющим безразмерную величину, полученную отношением плотности пара рго при / = 20 ℃ к ПДК, установленной для воздуха рабочей зоны,Кт. о = р；о/ПДК. (3.8)Коэффициент токсической опасности показывает, во сколько раз может быть превышена ПДК при аварийной ситуации в реальных производственных условиях. С увеличением 尺乙 0 меры предо-Рабочее веществоПДК, мг/мзКт. о-10-R110005R12300100R12B1100020R2120030R22.300010R11330001R11430004R115300020R14230004R143300090R1523000]RC3183000 -R5003000R5023000-20R71720300Рабочее веществоПДК, мг/мзКт. о-10-R110005R12300100R12B1100020R2120030R22.300010R11330001R11430004R115300020R14230004R143300090R1523000]RC3183000 -R5003000R5023000-20R71720300Таблица 3.2Токсичность рабочих веществТаблица 3.2Токсичность рабочих веществсторожности при работе должны повышаться. Токсичность рабочих веществ может быть оценена по данным табл. 32сторожности при работе должны повышаться. Токсичность рабочих веществ может быть оценена по данным табл. 32
ния (КВИО), который определяется как отношение максимально допустимой концентрации пара при / = 20 ℃ к среднесмертельной для мышей в течение 120 мин. С учетом условности среднесмертель
ния (КВИО), который определяется как отношение максимально допустимой концентрации пара при / = 20 ℃ к среднесмертельной для мышей в течение 120 мин. С учетом условности среднесмертель
ной концентрации как параметра токсического воздействия на человека, А. В. Быков рекомендует оценивать реальную опасность отравления холодильным агентом коэффициентом токсической опасности Кт. о, представляющим безразмерную величину, полученную отношением плотности пара рго при / = 20 ℃ к ПДК, установленной для воздуха рабочей зоны,
Кт. о = р；о/ПДК. (3.8)
Коэффициент токсической опасности показывает, во сколько раз может быть превышена ПДК при аварийной ситуации в реальных производственных условиях. С увеличением 尺乙 0 меры предо-
ной концентрации как параметра токсического воздействия на человека, А. В. Быков рекомендует оценивать реальную опасность отравления холодильным агентом коэффициентом токсической опасности Кт. о, представляющим безразмерную величину, полученную отношением плотности пара рго при / = 20 ℃ к ПДК, установленной для воздуха рабочей зоны,
Кт. о = р；о/ПДК. (3.8)
Коэффициент токсической опасности показывает, во сколько раз может быть превышена ПДК при аварийной ситуации в реальных производственных условиях. С увеличением 尺乙 0 меры предо-
Рабочее вещество
ПДК, мг/мз
Кт. о-10-
R1
1000
5
R12
300
100
R12B1
1000
20
R21
200
30
R22
.3000
10
R113
3000
1
R114
3000
4
R115
3000
20
R142
3000
4
R143
3000
90
R152
3000
]
RC318
3000 -
R500
3000
R502
3000
-20
R717
20
300
Рабочее вещество
ПДК, мг/мз
Кт. о-10-
R1
1000
5
R12
300
100
R12B1
1000
20
R21
200
30
R22
.3000
10
R113
3000
1
R114
3000
4
R115
3000
20
R142
3000
4
R143
3000
90
R152
3000
]
RC318
3000 -
R500
3000
R502
3000
-20
R717
20
300
Таблица 3.2
Токсичность рабочих веществ
Таблица 3.2
Токсичность рабочих веществ
сторожности при работе должны повышаться. Токсичность рабочих веществ может быть оценена по данным табл. 32
сторожности при работе должны повышаться. Токсичность рабочих веществ может быть оценена по данным табл. 32
Влияние свойств рабочих веществна конструкцию и эксплуатационные показателихолодильных машин
Основными величинами, ограничивающими температурные диапазоны применения рабочих веществ, являются уровни давлений кипения /% и конденсации Рн и разность этих давлений. Давления рк и р0 в цикле холодильной машины существенно влияют на конструкцию компрессора. Высокие давления конденсации (конца сжатия) утяжеляют конструкцию компрессора, низкие давления кипения создают вакуум в испарителе и на стороне всасывания в компрессор, что может привести к проникновению воздуха в систему. Разность давлений (рк — pj определяет нагрузку на рабочие элементы компрессора, поэтому для сокращения массы и потерь на трение она должна быть меньшей.
Важной характеристикой рабочих веществ является отношение давлений р/р。，от величины которого зависят объемные и энергетические коэффициенты компрессора и затрачиваемая работа. Отношение давлений конденсации и кипения увеличивается с понижением нормальной температуры кипения веществ /s: обычно стремятся к применению веществ с более низкими значениями ts, так как они эффективнее по ряду показателей. Однако это не всегда возможно,
так как (р^ — "°), pjp° и 卩好 могут превысить допустимые значения. Сопоставляя значения (рк — р0) и объемную холодопроизводительность рабочих веществ qv установили, что для разных холодильных агентов в условиях заданного цикла отношение
9＜；/("к - Ро) ~ const. .(3.9)
Установленная закономерность позволяет оценить размеры компрессора, работающего на малоисследованном рабочем веществе (обозначенные звездочкой).
При одинаковых холодопроизводительностях, числе цилиндров, ходе и частоте вращения соблюдается равенство
02% =0打3(3.Ю)
С учетом уравнения (3.9) получим
…У 言j(3.11)
Из этого уравнения следует, что чем ниже давления и их разность, тем больше размеры компрессора. Рабочие вещества низкого давления в холодильных машинах с поршневыми компрессорами не применяются, так как компрессоры будут иметь большие размеры.
Важной характеристикой цикла холодильной машины, влияющей на мощность компрессора, является адиабатная работа, которая уменьшается с увеличением молекулярной массы рабочего вещества. Эта тенденция особенно четко прослеживается для веществ одного ряда. На величину работы компрессора влияет и показатель адиабаты k. От свойств рабочих веществ зависят гидравлические потери при движении паров в элементах холодильной машины, влияющие- на увеличение затраченной работы. С понижением нормальной тем- перат〉рн кипения массовый расход рабочего вещества Ga, зависящий от плотности р, растет, а следовательно, растет и скорость движения пара. Если для одной и той же машины с применением двух рабочих веществ допустимую величину потерь давления принять одинаковой, то допустимая скорость их движения связывается зависимостью 叫=@]/东.(3.12)
Таким образом, с увеличением плотности вещества допустимые скорости должны быть меньшими.
В соответствии с зависимостью объемной холодопроизводительности рабочего вещества 仇 от нормальной температуры кипения ts применение веществ с низкими /s для получения одинаковой холодопроизводительности позволяет использовать поршневой компрессор с меньшим числом цилиндров или с меньшим их диаметром. Однако такие вещества требуют увеличения толщины стенок корпуса. Современные поршневые компрессоры при использования веществ с низкими /s имеют более высокие массогабаритные показатели, чем компрессоры с применением веществ с высокими /s и малыми %.
Свойства рабочих веществ существенно влияют и на конструктивные параметры центробежных холодильных машин и компрессоров.
К ним относятся отношение давлений 卩"尸@, объемная холодопроизводительность 9力 молекулярная масса 卩,показатель адиабаты и некоторые другие. Диаметр рабочего колеса D растет при увеличении 卩 и уменьшении 仇，в связи с чем для уменьшения размеров- машины следует применять вещества с более низкими значениями /“ Уменьшение D за счет снижения 卩 приводит к увеличению окружных скоростей колес 以.Наибольшая величина 〃 определяется допустимым значением числа М и скоростью звука по условиям входа в колесо. Поскольку М по условиям выхода не зависит от рода сжимаемого вещества, величина и зависит от скорости звука в рабочем веществе и понижается с уменьшением показателя адиабаты и увеличением молекулярной массы. При близких значениях числа Маха для разных рабочих веществ можно принимать одинаковую степень повышения давления в ступени лст, определяющую число ступеней в зависимости от условий осуществления термодинамического цикла. Применение веществ с большой молекулярной массой (тяжелых веществ) позволяет снизить окружную скорость колес и, а при равных Qo и qv может привести к снижению частоты вращения вала. Понижение нормальной температуры кипения вещества способствует уменьшению численного значения отношения давлений pjp®, поэтому при низких /§ можно достигнуть более низкой /0 в одной ступени. '
Принцип выбора рабочих веществи области применения их в холодильной технике
Большое число рабочих веществ, потенциально возможных к использованию в холодильной технике, так же как и многообразие их термодинамических и практических свойств, позволяет сделать вывод о том, что найти вещество, сочетающее только положительные качества и свойства, весьма трудно. При выборе холодильного агента необходимо проанализировать совокупность всех качеств и факторов, характеризующих как работу холодильной машины, так и конструктивные особенности ее отдельных элементов, и стремиться к уменьшению отрицательного влияния свойств вещества. Это достигается на основе термодинамического анализа действительных рабочих процессов цикла в сочетании с технико-экономическим анализом.
Вопросом исследования свойств рабочих веществ и их влияния на энергетические, эксплуатационные “"конструктивные показатели в характеристики холодильных машин и их элементов занимались м занимается ряд советских ученых. Установлены закономерности, связывающие между собой отдельные свойства рабочих веществ; разработана теория термодинамического подобия веществ, позволяющая прогнозировать свойства малоизученных холодильных агентов по ограниченному числу известных параметров; выполнены работы по исследованию термодинамических свойств ряда веществ и составлены их термодинамические диаграммы; выполнен анализ, связывающий свойства вещества с термодинамической эффектив-
ностью циклов, осуществляемых при температурах ниже и выше окружающей среды (прямых и обратных).
А. В. Быков обобщил отдельные исследования, выполнив большую работу, объединяющую влияние свойств веществ на энергети- ческие, эксплуатационные и конструктивные характеристики холодильных машин и их элементов. Он разработал и предложил термодинамические комплексы, позволяющие выполнять анализ по сравнению свойств веществ в соответствии с практическими характеристиками машин. На основе исследований А. В. Быкова при выборе холодильного агента можно руководствоваться следующими рекомендациями по свойствам веществ, хара ктер из ующих конструктивно-эксплуатационные качества машин.
Рекомендуется выбирать вещества с минимальными значениями нормальной температуры кипения /5, давления конденсации 卩$ разности давлений (рк — р0)» отношения давлений рМр^ адиабатной работы /ад, плотности пара рвс, показателя адиабаты k, Одновременно желательно иметь максимальные значения давления кипения в испарителе р0 и объемную холодопроизводительность.
Помимо термодинамических свойств при выборе рабочего вещества определенные требования предъявляются к термической стабильности, токсичности, растворимости с маслами и водой, взрывоопасности, горючести, стоимости и др.
Исходя из допустимой разности давлений конденсации и кипения <Рк — Ро) = 1,7—2」МПа, с учетом целесообразных величин pjpg и температурных характеристик компрессоров разработаны рекомендуемые диапазоны применения наиболее распространенных рабочих веществ и азеотропных смесей [45, 46 ].
В соответствии с классификацией рабочих веществ и зонами применения вещества низкого давления рекомендуется применять в машинах для кондиционирования воздуха при высоких температурах конденсации: R11 и R113 — в машинах с центробежными компрессорами небольшой производительности в одно- и двухступенчатых циклах. Вещества среднего давления являются наиболее распространенными, применяются при температурах кипения от +10 до —80 ℃ в одно- и двухступенчатых циклах (реже в каскадных) холодильных машин. Вещества высокого давления применяются только в нижних каскадах низкотемпературных машин.
Области применения наиболее распространенных рабочих веществ описаны ниже: аммиак (R717) применяется в компрессорах с открытым приводом при температурах конденсации / < 55 °C, в одноступенчатых машинах до /0 — —30 °C, в двухступенчатых — до /0 ^ ——60 ℃. Высокие значения показателя адиабаты, отношения давлений pJpQl повышенные требования к технике безопасности ограничивают его применение. Аммиак широко используется в многоступенчатых центробежных компрессорах большой производительности до £()= ——40 ℃. Вместо аммиака применяют хладоны R12, R22, R502, R13B1.
Хладон R12 применяют в одноступенчатых машинах всех типов при температурах конденсации t < 75 ℃; его используют в верхних 48
каскадах низкотемпературных машин при повышенных температурах конденсации; он является наиболее распространенным рабочим веществом в центробежных компрессорах.
R22 — основное рабочее вещество машин с поршневыми и винтовыми компрессорами; используется при температурах кипения от + 10 до —70 ℃, при температурах конденсации / < 50 ℃ в одно- и двухступенчатых машинах, в машинах с центробежными компрессорами (при большой холодопроизводительности).
R13 является основным рабочим веществом низкотемпературных каскадных холодильных машин (нижней ветви каскада) для получения температур кипения не ниже ——95 ℃; при использовании в машинах с центробежными компрессорами применяется до 4 = =—ПО ℃. Более подробные сведения о других рабочих веществах приведены в специальной справочной литературе [2, 41, 45, 46].
В компрессорах холодильных машин наряду с чистыми веществами и азеотропными смесями (нераздельно кипящей однородной смеси, перегоняющейся без разделения на фракции и без изменения температуры кипения) получили применение неазеотропные смеси, характеризующиеся различием равновесных концентраций компонентов в жидкой и паровой фазах. Эти смеси не перегоняются без разделения на компоненты, а кипение и конденсация их происходит при переменных температурах. Изменяя в широких пределах состав таких смесей, можно получить свойства, которые в данных конкретных условиях обеспечат наивысшую эффективность процессов машины: сокращают необратимость процесса теплообмена при переменных температурах источников; увеличивают холодопроизводительность, снижают температуру конца сжатия; улучшают условия циркуляции масла в системе; расширяют зону применения по температурам конденсации и кипения; исключают режимы работы при вакууме и т. п.
Характер влияния свойств азеотропных смесей на характеристики и показатели эффективности холодильных машин такой же, как и у чистых веществ, однако непостоянство температур в процессах кипения и конденсации накладывает на них некоторую особенность. Преимущества неазеотропных смесей особенно заметны при использовании теплообменных аппаратов с противотоком сред.
Термодинамические свойства растворов
В холодильной технике для абсорбционных холодильных машин применяют растворы, которые по существу являются неазеотропными растворами, состоящими в осЛвном из двух компонентов с разными температурами кипения. Один из компонентов является холодильным агентом, другой — поглотителем рабочего вещества, или абсорбентом. Компоненты раствора отличаются нормальными температурами кипения. Наиболее распространенными являются водоаммиачный раствор и раствор бромистого лития в воде. Имеются
растворы, состоящие и из других пар, однако промышленного применения они еще не получили.
Массовой концентрацией данного компонента, входящего в раствор, называется отношение его массы к массе раствора. Для компонентов, состоящих из двух растворов,
费 М^М. + MJ =' МJM；
爲=財2/附；^ + g3 = 1. '(343)-(3.15)
Процесс растворения одного из компонентов раствора в другом обычно протекает с выделением или поглощением теплоты. Этот
Рис. 3.4. Диаграмма | — j для водоамми- ачного раствораРис. 3.4. Диаграмма | — j для водоамми- ачного раствораРис. 3.5. Диаграмма g — i для рае- твора бромистый литий ——водаРис. 3.5. Диаграмма g — i для рае- твора бромистый литий ——вода
Рис. 3.4. Диаграмма | — j для водоамми- ачного раствора
Рис. 3.4. Диаграмма | — j для водоамми- ачного раствора
Рис. 3.5. Диаграмма g — i для рае- твора бромистый литий ——вода
Рис. 3.5. Диаграмма g — i для рае- твора бромистый литий ——вода
тепловой эффект принято называть теплотой растворения, которая зависит от состояния компонентов до смешения. Полагая, что состояние компонентов (р и I) до растворения равно состоянию раствора после их смешения, теплота растворения определяется как разность энтальпий раствора и компонентов перед смешением. В идеальном растворе теплота растворения равна нулю
g - i-抬厶 + (1-1) ij, (3.16)
здесь i, G и t2 ——энтальпии растаора и компонентов до смешения; I концентрация раствора.
Различают интегральную и дифференциальную теплоту растворения. Теплота растворения, полученная при смешении двух композитов н отнесенная к 1 кг массы раствора, называется интеграла 50
ной («【нт). Дифференциальная теплота растворения ——теплота растворения при смешении 1 кг чистого компонента в бесконечно большом количестве раствора при постоянной температуре (虱吸).
Теплота растворения может быть положительной и отрицательной. Если при смешении компонентов теплота выделяется, то q—— величина отрицательная (теплота отводится) и, наоборот, если при смешении теплота поглощается, то q ——величина положительная (теплота подводится). Если процесс поглощения протекает с выделением теплоты (ее нужно отводить), то теплота растворения определится так:
= 因1 + (1 - 3勾］,(3.17)
а энтальпия раствора,
i =罩工 + 0 — Е)运一gj(3.18)
Энтальпия раствора может быть выражена через дифференциальную теплоту растворения % н %丿
i =色一行)自+仇一生)(1 一目.(3.19)
Из уравнений (3,18) и (3.19) получим
0 =勖 + (1一自)92.(3.20)
Это уравнение определяет связь между интегральной и дифференциальной теплотой растворения..
Для практических расчетов совмещенных циклов абсорбционных холодильных машин используют диаграммы. Наиболее распространенной координатной системой термодинамических диаграмм раствора является концентрация ——энтальпия (Е ——i). На рис. 3.4 показана диаграмма g ——i для водоаммиачного раствора, а на рис. 3.5 —— раствора бромистый литий——вода.
Применяются и другие координатные системы диаграмм растворов: концентрация——температура (Е —— /); .температура——давление “——1g р)； концентрация——энтропия (占 ——s), энтропия——температура (s—T); энтропия^-энтальпия (s——0.
Г л а в a 4ЦИКЛЫ И СХЕМЫПАРОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Паровые холодильные машины являются наиболее распространенным типом холодильных машин. Они применяются для получения искусственного холода в широком интервале температур: от 278 К (одноступенчатые холодильные машины) до 113 К (каскадные холодильные машины).
Холодопроизводительность паровых холодильных машин охватывает диапазон от нескольких сот ватт до нескольких тысяч киловатт. Главной отличительной особенностью паровых холодильных машин является то, что рабочее вещество в процессе совершения обратного кругового цикла меняет свое фазовое состояние и может находиться в состоянии насыщенной или «переохлажденной» жидкости, сухого насыщенного, перегретого или влажного пара. Основными элементами паровой холодильной машины являются: компрессор, конденсатор, испаритель и устройство для расширения рабочего вещества. Для сжатия рабочего вещества в паровых холодильных машинах применяются различные типы компрессоров: поршневые, винтовые, центробежные, осевые и ротационные.
В качестве конденсатора и испарителя могут применяться теплообменные аппараты различного типа. Все основные элементы паровых холодильных машин рассматриваются в последующих главах (гл. 5, 6 и 7). Выбор цикла паровой холодильной машины зависит прежде всего от температуры источника низкой температуры и от температуры окружающей среды. Существенное влияние на цикл имеют тип компрессора и теплообменных аппаратов, рабочее вещество и схема холодильной машины.
Циклы и принципиальные схемыпаровых одноступенчатых холодильных машин
Холодильная машина с детандером в области влажного пара. На рис. 4.1 приведена принципиальная схема и цикл такой холодильной машины.
Из испарителя IV пар рабочего вещества всасывается компрессором /, где изоэнтропно сжимается до давления конденсации рк (процесс /——2). Положение точки 1 должно быть таким, чтобы в конце процесса сжатия в компрессоре получался сухой насыщенный пар. 52
После сжатия рабочее вещество направляется в конденсатор //, где оно конденсируется за счет отвода теплоты в окружающую среду (процесс 2—5). При этом давление 卩犬 и температура конденсации Тк остаются постоянными. В процессе 3—4 происходит изоэнтропное расширение рабочего вещества от давления конденсации р1{ 〃о давления кипения 〃о в детандере III. После детандера рабочее вещество в состоянии влажного пара поступает в испаритель. В испарителе рабочее вещество кипит (процесс 4—/) за счет подвода теплоты от источника низкой температуры. Температура 70 н давление р®
рабочего вещества в процессе кипения остаются постоянными, так как образовавшийся при кипении пар постоянно отсасывается компрессором. Если внешние источники (источник низкой температуры и окружающая среда) не меняют свою температуру и теплообмен рабочего вещества и внешних источников происходит при бесконечно малой разности температур, то в этом случае рабочее вещество в холодильной машине будет совершать обратный цикл Карно (рис. 4,1).
Теплота, подведенная к 1 кг рабочего вещества в испарителе, в диаграмме s ——Т соответствует площади п——/——4——m, которая эквивалентна разности энтальпий 匕一〃.Эта величина называется удельной массовой холодопроизводительностью q『В диаграмме t——卩 удельная холодопроизводительность ^0 соответствует отрезку /——4.
При .сжатнм пара в компрессоре затрачивается работа /к. Эта работа в диаграмме s — Т соответствует площади 7—2—3—0—/;
в диаграмме г—р — отрезку под процессом /—2. В процессе конденсации 2——3 теплота передается окружающей' среде. Эта теплота в диаграмме t—р соответствует отрезку 2—3, в диаграмме s—Т — площади п——2——3——m. В процессе 3——4 происходит расширение рабочего вещества с совершением внешней работы /д. Эта работа в диаграмме s——Т эквивалентна площади 4——3——0——4, в диаграмме i—р — отрезку под процессом 3—4.
Таким образом, основные величины, характеризующие цикл j一2—3——4, можно вычислить следующим образом:
% =厶一i《；1卜=，2 —厶；夕=为一％； G —，з — Ч< (4.1)一(4.4)
Как уже отмечалось ранее, работа цикла равна разности работ, затраченной в компрессоре и полученной в детандере:
1в = h 一，Н = (% - 厶)一(% -%)；(4.5)
1ц = 9 — 9о =仇一h)—"工—Q — & —幻一(％ —》J(4.6)
Итак, чтобы совершить обратный цикл и перенести теплоту от q источника низкой температуры к окружающей среде, необходимо 1 затратить работу, равную /ц.
Холодильный коэффициент цикла /—2——3—^ равен
14.7)14.7)
14.7)
14.7)
Рассмотренный цикл и схема паровой холодильной машины являются теоретическими и служат для сравнения при определении потерь в реальных холодильных машинах.
Холодильная машина с дросселированием в области влажного пара и всасыванием сухого (перегретого) пара. Принципиальная схема такой холодильной машины и циклы со всасыванием сухого (перегретого) пара в s—7- н ，——p-диаграммах изображены на рис. 4.2, Рабочие процессы в холодильной машине идут следующим образом: процесс 1—2 (6——7)——изоэнтропное сжатие рабочего вещества в компрессоре, процесс 2—3 (7——3)—— отвод теплоты от рабочего вещества в окружающую среду; процесс 3—4 一 дросселирование рабочего вещества, процесс 4—/ — подвод теплоты к рабочему веществу от источника низкой температуры.
В этих циклах процесс нзоэнтропного расширения в детандере с получением внешней работы заменен процессом дросселирования. Это связано с тем, что в паровых холодильных машинах работа, отдаваемая детандером, мала, по сравнению с работой компрессора и для упрощения схемы и сокращения затрат на изготовление холодильной машины детандер заменяют дросселем.
Однако в некоторых случаях (для машин крупной производитель- ноети) включение детандера в схему паровой холодильной машины было бы рационально, так как сократило бы расходы анерпш для получения холода.
Другим отличием рассматриваемой схемы от предыдущей является те, что компрессбр, всасывает сухой насыщенный пар (точка /) или 54
перегретый (точка 6). Это объясняется тем, что в современных холодильных машинах с поршневыми компрессорами подавать влажный пар в компрессор опасно, так как компрессоры быстроходны, скорость рабочего вещества во всасывающих трубопроводах значительна, поэтому вместе с паром в компрессор может попасть жидксе рабочее вещество, что приводит, как правило, к гидравлическому удару. Гидравлический уаар происходит при попадании жидкого рабочего вещества (или масла) между поршнем и крышкой цилиндра, что при-
Рис. 4.2. Схема и цикл одностуПён-' чатой паровой холодильной машины с дроссельным вентилем. (Подвод или отвод источников к конденсатору и испарителю в последующих схемах опускается)Рис. 4.2. Схема и цикл одностуПён-' чатой паровой холодильной машины с дроссельным вентилем. (Подвод или отвод источников к конденсатору и испарителю в последующих схемах опускается)
Рис. 4.2. Схема и цикл одностуПён-' чатой паровой холодильной машины с дроссельным вентилем. (Подвод или отвод источников к конденсатору и испарителю в последующих схемах опускается)
Рис. 4.2. Схема и цикл одностуПён-' чатой паровой холодильной машины с дроссельным вентилем. (Подвод или отвод источников к конденсатору и испарителю в последующих схемах опускается)
ненепоследствий. Однако в любом случае при всасывании влажного пара в компрессор (точка а на рис. 4.2) из-за больших коэффициентов теплоотдачи влажного пара во всасывающем трубопроводе и во всасывающем тракте компрессора, ■ по которым движется влажный пар, возникает интенсивный теплообмен. Вследствие этого влажный пар подсушивается (процесс a—t
не
не
на рис. 4.2). Холодопроизводительность, эквивалентная площади под процессом а——1 в диаграмме s——Т, нерационально расходуется на охлаждение окружающего воздуха и компрессора, причем работа компрессора увеличивается на величину, эквивалентную в s——Г-диа- грамме площади 1——2——b——а. Замена детандера дроссельным вентилем влечет за собой появление необратимых потерь, связанных с дросселированием, которые были рассмотрены в § 2.4, и, кроме того,
в рассматриваемых циклах 7—2—3—4 и 6—7—3—4 (рис. 4.2) уменьшается удельная холодопроизводительность на величину Ад。
A% s пл. и—4—5—m s %—J.(4.8)
При всасывании сухого насыщенного пара температура рабочего вещества в конце процесса сжатия (точка 2) становится выше температуры окружающей среды, поэтому при охлаждении рабочего вещества в процессе 2——b возникают дополнительные необратимые потери, которые ведут к увеличению работы цикла.
Для того чтобы определить эти необратимые потери, необходимо построить цикл-образец (цикл с минимальной работой) для цикла /——2——3——4. Примем, что температура окружающей среды Т^ с равна температуре конденсации 7К и температура источника низкой температуры Тш$т равна температуре кипения (строго говоря, TOtC и 7ИНТ отличаются соответственно от Т и 70 на бесконечно малые значения). Тогда цикл 1—с——b——h——4——/ будет циклом-образцом (циклом с минимальной работой) для цикла /——2——3——4. Площадь， с—2——Ь будет эквивалентна увеличению работы цикла из-за необра-： тимости в процессе охлаждения перегретого рабочего вещества (процесс 2—b).
Чтобы определить эти необратимые потери, поставим точку k (рис. 4.2) таким образом, чтобы пл. е—2——b—3——m (эквивалентная количеству теплоты, отводимой от рабочего вещества в окружающую среду) равнялась площади /—k——3——m (эквивалентная количеству теплоты, воспринимаемой окружающей средой). Тогда пл. с——2——Ь = ■ = пл. /——左——с——е, т. е. пл. f—k—c——е не что иное, как площадь,: эквивалентная увеличению работы一一
A^nep s пл. f — k — c — С = ?^o. c ASjjep.(4.9) q
Увеличение энтропии Asnep можно определить по выражению (2.15). При всасывании перегретого пара эти потери будут еще больше, так как Т7 > Т2-)
Определим основные величины, характеризующие циклы с дрос- | селированием и со всасыванием сухого или перегретого пара, т. е.扌 циклы /——2——3——4 или 6——7——3—4 (рис. 4.2). Прежде всего остано-; вимся на определении удельной холодопроизводительности 70. Удельную холодопроизводительность правильно определить можно 卞 только рассматривая вместе цикл и схему. В нашем случае для обоих циклов
% =兀一&，(4.10)
т. е. удельная холодопроизводительность равна разности энтальпий рабочего вещества на выходе из испарителя и на входе в испаритель;. в диаграмме s——Т она эквивалентна площади с——/——4——п или в диаграмме /—р — отрезку /—4, Работа компрессора /к. с в цикле /—2— 3——4 эквивалентна площади /——2—3——0——I; работа компрессора /Квп в цикле 6—7—3—4—/ •— пл. 6—7—3—0—/, или
/к. С =七一h； /…=G — G・(4.11)
Теплота, отведенная в конденсаторе окружающей средой, будет соответственно эквивалентна площадям: пл. е—2—b—3—т и пл. d—7—b—3—т, или
% =为 一，з； % =方一匕(4.12)
Так как в рассматриваемых циклах детандер отсутствует, т. е. /д = 0, то
/ц.С = /к・С； /ц.п = /кп・(4.1磔
Сравним холодильные коэффициенты двух циклов с дросселированием едр и цикла с адиабатным расширением в области влажного пара е. В цикле с дросселированиел^ удельная холодопроизводитель-
Рис. 4.3. Схема и цикл паровой холодильной машины со сжатием по правой погра- '''ничной кривойРис. 4.3. Схема и цикл паровой холодильной машины со сжатием по правой погра- '''ничной кривой互互
Рис. 4.3. Схема и цикл паровой холодильной машины со сжатием по правой погра- '''ничной кривой
Рис. 4.3. Схема и цикл паровой холодильной машины со сжатием по правой погра- '''ничной кривой
互
互
ность меньше, а работа цикла больше, значит холодильный коэффициент цикла с дросселированием меньше, чем у цикла с детандером:
(4.14)(рис. 4.2).(4.15)(4.14)(рис. 4.2).(4.15)厶一'5、%一〃2—，1) — “3— $5)"°$2— h *
(4.14)
(рис. 4.2).
(4.15)
(4.14)
(рис. 4.2).
(4.15)
Это следует и из отношения соответствующих площадей Коэффициент обратимости цикла /—2—3—4 равен
пл. / — с — h — 4[
2о6р = пл. / — 2 — 3 - 0 — / < L
Холодильный коэффициент и коэффициент обратимости цикла 6——7——3——4 будут меньше, так как работа этого цикла больше работы цикла /——2——3——4 на величину, эквивалентную площади 6——7——2——J.
В описанных выше циклах процесс сжатия в компрессоре принимался изоэнтропным. В реальных компрессорах такой процесс сжатия осуществить практически невозможно из-за необратимых потерь в компрессоре. Потери, связанные со сжатием- рабочего вещества В компрессоре, будут рассмотрены ниже.
Цикл со сжатием рабочего вещества по правой пограничной кривой. Схема машины, работающей по этому циклу, и процессы ее работы в диаграмме s—Т показаны на рис. 4,3, Сжатие (процесс 7—2) происходит так, что за счет впрыскивания в полость цилиндра
компрессора / жидкого рабочего вещества, идущего из конденсатора //, сжимаемый пар все время остается в состоянии сухого насыщения. Методика расчета этого цикла была разработана на кафедре холодильных машин ЛТИХП. Предположим, что через испаритель V проходит 1 кг пара, тогда для отнятия теплоты перегрева через дроссельное устройство IV должно пройти некоторое количество рабочего вещества у. Такнм образом, на 1 кг рабочего вещества, проходящего через испаритель, в конденсаторе должно конденсироваться (1 + у) кг рабочего вещества. При этом в компрессоре в процессе сжатия количество рабочего вещества возрастет от 1 до (1 + у) КГ.
Исходя из вышесказанного, можно составить уравнение баланса теплоты, с помощью которого может быть найдено необходимое для впрыскивания количество рабочего вещества у, а именно:
О + У)呢 dTg =独 d“， (4.16)
где cf ——теплоемкость сухого насыщенного пара/(принята положительной); go# ——удельная холодопроизводительность при температуре Ту
他=必一以(4.17)
Энтальпия сухого насыщенного пара 百 может быть представлена в зависимости от Ту уравнением:
£ =力+式(m一乳)+欣，.(4.18)
где Сх ——среднее значение теплоемкости насыщенной жидкости (на участке 0——3);办 —— значение энтальпии насыщенной жидкости при Ту； 『оу — теплота парообразования при Тг
В общих курсах термодинамики приведены эмпирические уравнения, которые с достаточной для практики точностью выражают зависимость теплоты парообразования от температуры, например, в виде полинома:
' гь^ а + ьт + cT^f(4.19)
где а, Ь, с — постоянные величины. Тогда
00岁=诏 + cj (T# — Т®) + q + ЬТ g + сТу — u =
=a — (f< —用)一 CxTq + (c；十例 Tg + cT$.(4.20)
Обозначая известные величины:
a 一 佐一力)一 KTo = 5； (或 + b) = 4(4121) (4.22)
получим
的4 = 6 + %G + cT泰-(4.23)
(4.24)(4.25)(4.24)(4.25)Поставляя значение, полученное для ^, в уравнение (4.16), будем иметь:
(4.24)
(4.25)
(4.24)
(4.25)
或 0+协-Б+ АТУ + сТ^ *或 0+协-Б+ АТУ + сТ^ *(4.26)(4.26)(1 + у)國 dTy = (6 + АТв +。方)dy;
或 0+协-Б+ АТУ + сТ^ *
或 0+协-Б+ АТУ + сТ^ *
(4.26)
(4.26)
E + 4Tу + с*
Меняя верхние пределы интегрирования, можно получить соответствующие значения у на любом участке процесса /—2.
Рис. 4.4. Зависимость ед/еа — f (1 + ^)Рис. 4.4. Зависимость ед/еа — f (1 + ^)Для определения эффективности цикла со сжатием пара по правой пограничной кривой (цикл 7—2—3—4), сравним его с циклом 7—а—3—4 с адиабатным сжатием в компрессоре. Работа в цикле 72——3——4 определяется по выражению, вытекающему из теплового баланса холодильной машины,
Рис. 4.4. Зависимость ед/еа — f (1 + ^)
Рис. 4.4. Зависимость ед/еа — f (1 + ^)
4 = (1 + У)(% — b) — & — 3・ (4.27)
На рие. 4.4 показана зависимость ед/еа = / (1 + у) (ед; % — холодильные коэффициенты цикла со сжатием по правой пограничной кривой и цикла /——о—З——4). Проведенные расчеты показали, что эффективность цикла со сжатием пара по правой пограничной кривой зависит от безразмерной величины:
△GepZQ=风一％)%；(4.28)
8二"一~%(%一也,(4.29)
где R； — теплоемкость в изобарном процессе.
Так как 办历7/方=或1117776 то та - t (tit^^.
Тогда，
% — G = c“i(77T产/沥 一 1] .(4.30)
Таким образом, величина 〃, от которой заввсит эффективность цикла со сжатием по правой пограничной кривой, будет иметь вид:
n= /7[支/?什二口.(4.31)
На рис. 4.5 показана зависимость Ед/еа = / (〃). Для таких рабочих веществ, как RI 1, R12, R22, которые имеют значение П = =0,034 -н0?08б, энергетический эффект от цикла со сжатием по правой пограничной кривой невелик, он равен 2——5 %• Для аммиака
(П — 0,15) он достигает существенной величины и составляет 12,5 %, согласно (4.31).
В настоящее время цикл со сжатием пара по правой пограничной кривой не применяется, это связано с тем, что при впрыскивании жидкого рабочего вещества в цилиндр поршневого компрессора возникает опасность гидравлического удара. Этот цикл перспективен для холодильных машин с винтовыми компрессорами, которые надежно работают при попадании в полость сжатия капельной жидкости; при этом значительно улучшаются энергетические и объемные коэффициенты компрессора (см. гл. 5).
Методы сокращения необратимых потерь в циклах паровых хо- лодильных машин. Как было рассмотрено выше, в циклах холодиль-
Рис. 4.5. Зависимость ед/еа = / (П) Рис. 4.6. Цикл-образец для одноступенча- ，той холодильной машины
вых машин возникают необратимые потери, связанные с теплообменом рабочего вещества и источников, и потери, связанные с дросселированием. Эти потери существенно увеличивают затраты энергии на получение искусственного холода. На рис. 4.6 показан цикл 7—2——3—4 с изоэнтропньш процессом сжатия. Ци к лом -обр аз цом для этого цикла будет цикл а——Ъ——с——d.
В цикле с дроссельным вентилем работа компрессора /к равна работе цикла /ц и определяется так： /к — /min + £ А/. В величину потерь 2 А/ входят потери, связанные с дросселированием Д/лР, с теплообменом в конденсаторе А/кон и в испарителе А/исп и потери в компрессоре А/к.
Определение /min и потерь, связанных с дроссел и рован и ем и теплообменом рабочего вещества с источниками, был а р ассмотрен а в гл. 2. Потери, возникающие в компрессоре холодильной машины, можно определить следующим образом:
厶=/m(n + A/roh + AZkcn + А/др + А'н・ (4.32) Тогда
AZr = /к ' ^min — А'кон — А/нсп '~ А/др・ (4.33)
Расчеты цикла паровой холодильной машины, работающей на R12 при То = 253 К, 7\ = 298 К и АТ 口 АТо = 5°, показали, что необратимые потери в цикле по отношению к /к распределяются еле- 60
дующим образом: Д/др = 12 %, А/к = 20 %, Д/кон = 32 %, Д/исп = =28 %. Как следует из приведенного анализа, значительная часть потерь возникает при теплообмене рабочего вещества и внешних
источников.
холодильных машинхолодильных машингается, что обе машины имеют одно и тогается, что обе машины имеют одно и тоРис. 4.7. Схема и цикл установки из двухРис. 4.7. Схема и цикл установки из двухРассмотрим способы сокращения необратимых потерь, возникающих при теплообмене рабочего вещества и источника низкой температуры, если источник охлаждается от температуры окружающей среды То. с До какой-то конечной температуры Ткз「Сократить необратимые потери и тем самым сократить затраты энергии при отводе теплоты от источника с переменной температурой можно за счет ступенчатого охлаждения несколькими машинами. Схема, состоящая из двух машин, и их циклы, представлены на рис. 4.7. Предпола- же рабочее вещество.
холодильных машин
холодильных машин
гается, что обе машины имеют одно и то
гается, что обе машины имеют одно и то
Рис. 4.7. Схема и цикл установки из двух
Рис. 4.7. Схема и цикл установки из двух
В случае работы одной машины (цикл 1——2——3——4) затрата работы на охлаждение источника от Т^.с До 丁代口口 может быть определена из выражения холодильного коэффициента
F — Qn . JQo — cG (T。, c — Ткон) 一bl-2-3-4 ■一 ， 厶—；一
Lfcl-2-3-4&L-2—3-4
cG (T0 c -— Tm)丄 cQ (Tm — Trqh)— T L ■ г ~,
bl_2-3-4fcl-2-3-4
где c —— теплоемкость источника; G —— массовый расход охлаждаемого источника; Тт —— промежуточная температура.
' Предполагается, что бис постоянны. При использовании двух машин (рис. 4.7) можно с помощью машины, работающей по циклу 5——6——3——7, охладить поток от То. с до Тт, а второй машиной, работающей по циклу /—2——3——4, отвести оставшуюся часть теплоты и охладить источник до температуры Ткон. Затраченная работа в этом случае определится уравнением
£ L =厶+ 厶一2-1=曹q 生)+ 9，m 二7M. (4.34)
Так как с помощью холодильной машины, работающей по циклу 5一6——3——7, осуществляется перенос теплоты в меньшем интервале температур, чем машиной, работающей по циклу 1——2——3——4, то £й„б-з-7 > 5—2—3-4, и поэтому часть теплоты от источника отводится при более высоком холодильном коэффициенте, что и позволяет сократить расход энергии, т. е. WL < L.
Оптимальная промежуточная температура Т黑* определится из условия
d£L/dTm=&(4.35)
если воспользоваться зависимсютями:
4-2-7 = V % 3h ；融亠ST = W不e不'，任36)
где 屮 н 屮* — коэффициенты, которые можно принять практически постоянными в достаточно широком интервале.температур.
/ Приняв Тт ——Тб = АТ — const, запишем уравнение (4.34) в следующем виде：
В г cG (7\ с — Тщ) bo. с — (丁班一AT)] J cG (T7n — TGt c) (T0- c — TJ 厶^(Tm ~^r)—:~ •
(4.37)
Тогда при условии i|)=屮’и АТ 三 0, решаем уравнение (1.35), поставив в него 工丄 из уравнения (4.37), в результате получим оптимальное значение промежуточной температуры
(4.38)(4.38)/тпОПТ "I У"1^^^ '
(4.38)
(4.38)
/ m = Р / о. с/ О*
Ранее было показано, что при всасывании в компрессор сухого насыщенного пара (или перегретого) температура конца сжатия становится выше температуры окружающей среды — это ведет к до-. полнительным затратам работы в цикле Д/пер. Эту дополнительную работу можно использовать поставив теплообменник между ком-， прессором и конденсатором, где можно подогревать воду и использо- - вать ее для технологических нужд. Такой частично теплофикацион-: ный цикл дает ощутимый экономический эффект.
Другим способом сокращения необратимых потерь, связанных с теплообменом рабочего вещества и внешних источников, может быть использование бинарных растворов (неазеатропных смесей) в качестве рабочих веществ паровых хохаодильных машин. Цикл такой холодильной машины показан на рис» 4.8. На этом рисунке условно изображен процесс охлаждения источника низкой температуры b——а. Работа цикла /——2——3——4 будет эквивалентна площади /——2——3——0——1. Цикл-образец для этого случая будет а——6——е—d, работа которого эквивалентна площади а——b—с——d.
(4.39)(4.39)Коэффициент обратимости цикла 1—2—3—4 равен— пл.а - & - с 一 d刀。бР1 ~ hji.1 — 2 — 3 — 0 — 1 *
(4.39)
(4.39)
Если бы в холодильной машине использовалось однокомпонёнт- ное рабочее вещество, то цикл такой машины был бы 5——6——3——7 (показан условно) и коэффициент обратимости этого цикла
Лобр 2 ~Лобр 2 ~ПЛ. Q — ——с ——dТгл. 5 — 6 二 3 — 0 — 5ПЛ. Q — ——с ——dТгл. 5 — 6 二 3 — 0 — 5(4,40)(4,40)
Лобр 2 ~
Лобр 2 ~
ПЛ. Q — ——с ——d
Тгл. 5 — 6 二 3 — 0 — 5
ПЛ. Q — ——с ——d
Тгл. 5 — 6 二 3 — 0 — 5
(4,40)
(4,40)
(4.41)(4.41)Так как пл. 5——6——3—0—5 > пл. 7——2——3—^>—7，то
(4.41)
(4.41)
Побр 1 > ^обрг*
В рассматриваемом случае температура окружающей среды принималась постоянной. В действительности, когда в качестве окружающей среды используется вода * воздух в ограниченных количествах, то 7\ с переменна. В этом случае выигрыш будет заметнее.
компрессоров.компрессоров.Исследования, проведенные на кафедре холодильных машин ЛТИХП, показали, что, например, при термической обработке продуктов на городском молочном заводе замена обычной системы охлаждения холодильной машиной, работающей на смеси хладонов R12 и RI 1, позволяет получить до 40 % экономии электроэнергии от
компрессоров.
компрессоров.
общей мощности привода
Рис. 4.8. Цикл паровой холодильной машины, работающей на неазеатроп- ной смеси в s — Т-диаграммеРис. 4.8. Цикл паровой холодильной машины, работающей на неазеатроп- ной смеси в s — Т-диаграммеКак было показано выше (см. § 2.3), необратимые потери, связанные с теплообменом, при уменьшении разности температур между рабочим веществом и внешними источниками будут сокращаться. Поэтому применение теплообменных аппаратов с интенсифицированным теплообменом является одним из путей экономии энергии при получении искусственного холода.
Рис. 4.8. Цикл паровой холодильной машины, работающей на неазеатроп- ной смеси в s — Т-диаграмме
Рис. 4.8. Цикл паровой холодильной машины, работающей на неазеатроп- ной смеси в s — Т-диаграмме
На рис. 4.9 показана принципиальная схема и цикл в диаграммах s——Т и i——р холодильной машины с теплообменником для охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем. В этой схеме жидкое рабочее вещество после конденсатора II охлаждается в теплообменнике III водой. Вода в теплообменник подается, какНа рис. 4.9 показана принципиальная схема и цикл в диаграммах s——Т и i——р холодильной машины с теплообменником для охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем. В этой схеме жидкое рабочее вещество после конденсатора II охлаждается в теплообменнике III водой. Вода в теплообменник подается, какРассмотрим методы сокращения необратимых потерь, связанных с дросселированием.
На рис. 4.9 показана принципиальная схема и цикл в диаграммах s——Т и i——р холодильной машины с теплообменником для охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем. В этой схеме жидкое рабочее вещество после конденсатора II охлаждается в теплообменнике III водой. Вода в теплообменник подается, как
На рис. 4.9 показана принципиальная схема и цикл в диаграммах s——Т и i——р холодильной машины с теплообменником для охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем. В этой схеме жидкое рабочее вещество после конденсатора II охлаждается в теплообменнике III водой. Вода в теплообменник подается, как
правило, из артезианских скважин. Можно производить охлаждение н оборотной водой (пли из водопроводной сети), при этом сначала пропускают воду через теплообменник, а затем направляют ее в кон
денсатор.
Как видно из рис. 4.9, при охлаждении рабочего вещества перед дроссельным вентилем (процесс 3——4) его удельная холодопроизво дительность увеличивается на А^о, а значит и холодильный коэффициент также увеличивается, так как работа цикла не меняется,
•红=У，辻丝g >е2=占二& .(4.42)
Пользуясь изложенным выше методом, можно показать, что необратимые дроссельные /готери при охлаждении сокращаются и Побр 1 > %6р 2' '
Следует отметить, что необратимые л отер и, связанные с отводом теплоты от рабочего вещества, в теплообменнике не учитываются
из-за их незначительности. При изображении циклов с охлаждением жидкого рабочего тела ниже температуры конденсации в s—Т-диа- грамме следует иметь в виду, что линия процесса 3——4, совпадающая , с левой пограничной кривой, показана условно, так как, строго го-' воря, изобары в области жидкости идут более полого, чем левая по- _ граничная кривая. Изображение процесса 3——4 по левой погранич-|| ной кривой практически не влияет на анализ и расчеты циклов. Я
Охлаждение жидкого рабочего вещества перед дроссельным вен* тилем можно осуществить за счет холодного пара, идущего из испа-Я рителя, т. е. применить регенерацию. Схема и цикл такой регенера^
тивной холодильной машины показаны на рис. 4,10. В этой схеме * холодный пар рабочего вещества, выходящий из испарителя в состоя- 'fl нии а, направляется в регенеративный теплообменник, где он нагре- Я вается (процесс а——1) за счет теплого рабочего вещества, выходящего 1 из конденсатора, которое при этом охлаждается (процесс 3—4). q В результате регенерации удельная холодопроизводительность уве- личивается на величину Ад。 = z6 ——£$, но одновременно увеличивается и работа компрессора на А〃 = пл. /—2—Ъ—а.*
Эффективность этого метода зависит от соотношения А%/А/к, т. е, от термодинамических свойств рабочих веществ (см. гл. 3),』
Поэтому регенеративный цикл применяется для рабочих веществ с от- 一: носительно большими потерями, связанными с дросселированием, и относительно малыми потерями, связанными с перегревом рабочего вещества. Такими рабочими веществами является большинство хла- :
донов» Для рабочих веществ с относительно большими потерями от перегрева, например для аммиака, применяют схему с водяным теплообменником.
Как уже отмечалось в гл. 3, большинство хладонов имеет хорошую взаимную растворимость с маслом, поэтому для хладоновых холодильных машин с поршневыми компрессорами перегревание пара перед всасыванием его в компрессор имеет особое значение. При этом происходит более полное отделение масла, вследствие чего энергетические и объемные коэффициенты компрессора улучшаются.
22РРРис. 4.10. Схема и цикл паровойхолодильной машины с регенера-циейРис. 4.10. Схема и цикл паровойхолодильной машины с регенера-цией
2
2
Р
Р
Рис. 4.10. Схема и цикл паровойхолодильной машины с регенера-цией
Рис. 4.10. Схема и цикл паровойхолодильной машины с регенера-цией
При отсутствии перегрева рабочего вещества перед всасыванием в компрессор попадают капли масла, содержащие растворенное в них рабочее вещество и капли жидкого рабочего вещества. В процессе обратного расширения в компрессоре происходит выделение рабочего вещества из капель масла и уменьшение полезного объема всасывания. Капли жидкого рабочего вещества, уходящего из испарителя, уменьшают холодопроизводительность машины и могут при- вести к гидравлическому удару, поэтому регенеративный теплооб- менник является еще и защитой поршневого компрессора холодильной машины от гидравлического удара» Кроме того, попадание капель масла и жидкого рабочего вещества способствует значительной интенсификации теплообмена между паром и стенками цилиндра компрессора и приводит к дополнительным потерям.
8 П/р И. А. Сакуна 65
Таким образом, применение регенерации с перегревом рабочего вещества перед его всасыванием для хладоновых холодильных машин с поршневыми компрессорами объясняется не только термодинамическими, но и эксплуатационными преимуществами.
Можно значительно сократить необратимые потери при дросселировании за счет теплоты перегрева, используя для этой цели полупроводниковые охладители. Однако этот способ разработан очень слабо и широкого применения не имеет.
Расчет теоретического цикла паровой одноступенчатой холодильной машины. Рассмотрим расчет цикла без учета влияния примеси масла к рабочему веществу. Для того чтобы произвести расчет любого цикла, необходимо задаться температурой внешних источников и холодопроизводительностью машины Qo. Зная внешние источники (температуру окружающей среды и температуру источника низкой температуры), определяют температуру кипения У。и конденсации Tr. Если в качестве окружающей среды принимается вода, то температуру конденсации принимают на 5——8 °C выше средней температуры воды. В том случае, когда теплота от рабочего вещества отводится воздухом, то Tr на 10—20 ℃ выше температуры поступающего воздуха. Если источником низкой температуры (охлаждаемой средой) является жидкий теплоноситель, то температура кипения на 5——8 ℃ ниже средней температуры теплоносителя. Когда охлаждаемая среда газообразная (воздух), то разность между ее температурой и температурой кипения принимают равной 10 ℃. Температура переохлаждения рабочего вещества перед дроссельным вентилем принимается на 2—4 °C ниже температуры конденсации.
Приведенные разности температур являются ориентировочными. При более точных расчетах необходимо учитывать тип аппарата, его конструкцию, стоимость воды и электроэнергии, т. е. необходимо провести технико-экономические расчеты. Рабочее вещество, всасываемое в компрессор, может находиться в состоянии сухого насыщенного пара либо перегретого, в зависимости от типа компрессора и схемы холодильной машины. Ориентировочно перегрев рабочего вещества на всасывании принимают равным 5—10 ℃.
После выбора схемы машины цикл вписывают в диаграмму состояния —рис, 4.11.
Массовый расход рабочего вещества в машине (кг/с) определяется по формуле
Ga = Q。/%,(4.43)
где Q@ — полная холодопроизводительность, кВт; % — удельная массовая холодопронзводительность, кДж/кг,
% = G — %•(4.44)
Действительный объем пара рабочего вещества Уд (м3/с), образующегося в испарителе н поступающего в компрессор
/ = G歩* = Qo/(g@ 必)=(4.45)
где fi ——удельный объем пара рабочего вещества в точке 7, м^/кг; 4。一 удельная объемная холодопроизводительность рабочего вещества, кДж/м3.
Теоретическая (изоэнтропная) работа (кВт)-
3 ^Ga(i2~Q.(4.46)
Действительный компрессор имеет объемные и энергетические потери. Объемные потери определяются коэффициентом подачи X, энергетические — эффективным коэффициентом i]£. Тогда теоретическая объемная производительность компрессора (м^/с) определится из соотношения
匕=%”.(4.47)
рЙС. 4.Н. Циклы паровой холодильной машины в диаграммах s—T в i — pрЙС. 4.Н. Циклы паровой холодильной машины в диаграммах s—T в i — p
рЙС. 4.Н. Циклы паровой холодильной машины в диаграммах s—T в i — p
рЙС. 4.Н. Циклы паровой холодильной машины в диаграммах s—T в i — p
Действительную работу компрессора L* можно определить по формуле
" = £"%；(4.48)
В случае регенеративного цикла (см. рис. 4.10) точка 4 определяется из теплового баланса регенеративного теплообменника
ь —аЛ =厶一i&,(4.49)
где точки а и / задаются. Точка а выбирается, как правило, на правой пограничной кривой либо на изобаре р0 с перегревом на 2—3 ℃. В некоторых случаях точка а цожет находиться на изобаре в области влажного пара (для организации циркуляции масла). При построе- .нии цикла задается перегрев на всасывании А/вс =看】 ——4, А/вс q q 20 сС. Этот перегрев может несколько меняться в зависимости от
условий работы машины.
Удельная холодопроизводительность qQ = ia ——七.Дальнейший расчет регенеративного цикла ничем не отличается от расчета обыч
ного цикла.
Если холодильная машина работает как тепловой насос, то вместо Qo задаются тепловым потоком на конденсатор Q и тогда масса ра-
3*3*67
3*
3*
бочего вещества, циркулирующего в машине, определяется по формуле ,
Ga = Q/g =Q/(/2-i3), (4.50) где %, ；з ——энтальпия рабочего вещества на входе в конденсатор и на выходе из него.、
Дальнейший расчет ведется по уравнениям (4.45)——(4.48).
Более сложным является вариант расчета цикла холодильной машины с учетом влияния примеси масла к рабочему веществу [47 ]. Однако этот расчет дает незначительную поправку для основных величин, характеризующих цикл и рассчитанных без учета примеси масла [39]. ，
§ 4・2・ Циклы и принципиальные схемыпаровых многоступенчатых холодильных машин
циклациклаПричины перехода к многоступенчатому сжатию. При понижении температуры кипения или повышении температуры конденсации рабочего вещества увеличивается степень повышения давления рк/р0 и разность давлений .к ——Ро・ Это ведет к ухудшению объемных и энергетических коэффициентов компрессоров, что увеличивает капитальные и эксплуатационные затраты на получение искусственного холода при использовании одноступенчатых паровых холодильных машин.
цикла
цикла
Увеличение степени повышения давления в компрессоре приводит к росту температуры нагнетания, что может вызвать недопустимые температурные деформации, пригорание масла в нагнетательных
клапанах компрессора. Может возникнуть и крайне опасный случай ——самовозгорание масла. С ростом степени повышения давления уменьшается удельная холодопроизводительность цикла, что показано на рис. 4.12, В цикле /——2——3——4 удельная холодопроизводительность % = fj — J, в цикле 6—7—3—5 go = & ~-■力5・ Очевидно, что % >70-
С ростом отношения 卩氏/〃@, как отмечалось в гл. 2, увеличиваются необратимые потери при дросселировании, а также потери, связанные с отводом теплоты перегрева рабочего вещества.
Все перечисленные выше факторы являются причинами, по которым при pjpg 8 необходимо переходить к многоступенчатому сжатию. Однако это отношение не является строго постоянным и зависит от конкретных условий: рабочего вещества, типа компрессора и аппаратов, от температуры внешних источников.
Влияние многоступенчатого сжатия и дросселирования на необратимые потери в цикле. Как уже отмечалось выше, с повышением отношения р，рп увеличиваются потери при дросселировании. Образовавшийся при дросселировании пар, попадая в испаритель, не производит полезного эффекта охлаждения, но на его последующее сжатие в компрессоре приходится затрачивать работу. Более того, этот пар ухудшает интенсивность процесса теплообмена при кипении рабочего вещества, что, в свою очередь, приводит к росту необратимых потерь. Чем больше разность температур 7\—九，тем больше пара образуется при дросселировании и, следовательно, растет доля работы, затрачиваемой на сжатие этого пара. Поэтому термодинамически дросселирование целесообразно осуществлять не в полном перепаде давлений от рк до р0, а делить этот перепад на несколько частей (рис. 4.13, а). Причем после каждой ступени дросселирования необходимо осуществлять отбор пара, образовавшегося
в процессе дросселирования, и сжимать его в компрессоре, как это показано на рис. 4.14. Рассмотрим, как влияет ступенчатое дросселирование с отбором пара на. работу сжатия рабочего вещества.
Разделим условно работу сжатия пара рабочего вещества на,две части
4ж =厶ж ,(4.51) где /сж — работа, затрачиваемая на сжатие пара рабочего вещества, образовавшегося в процессе дросселирования (однократного или многократного); /сж 一 работа, затрачиваемая на сжатие пара рабочего вещества, образовавшегося при кипении в испарителе.
Сравним /сж при однократном и многократном дросселировании. Если из конденсатора к первому дроссельному вентилю (рис. 4.13, а) подводится 1 кг жидкого рабочего вещества в состояние 3, то в результате первого дросселирования образуется хг кг пара, причем х£ значительно меньше, чем %* Кроме того, сжатие х кг пара происхо- Св меньшем интервале давлений и работа, затраченная на его сжа-
,оказывается равной л\ (及】——〃J・ Эта работа значительно
меньше работы, которую необходимо было бы затратить при сжатии #1 кг пара от давления р0 до рк. Кроме того, х кг пара охлаждается после сжатия до температуры конденсации от состояния 2V а не от состояния 2, т. е. процесс теплообмена рабочего вещества с окружающей средой происходит при меньшей разности температур. Количество теплоты, отводимой в этом процессе в окружающую среду, меньше, что приводит к сокращению необратимых потерь в этом процессе.
I1jr<h r<h~—।f^
."7力"rd尊."7力"rd尊(1-^i)(1-X2)(1-a3)(1-^i)(1-X2)(1-a3)AT—ЛAT—Л^?fe“4(w£F 入^?fe“4(w£F 入目"一心）" 7"а一石丿一目"一心）" 7"а一石丿一
."7力"rd尊
."7力"rd尊
(1-^i)(1-X2)(1-a3)
(1-^i)(1-X2)(1-a3)
AT—Л
AT—Л
^?fe“4(w£F 入
^?fe“4(w£F 入
目"一心）" 7"а一石丿一
目"一心）" 7"а一石丿一
Рис. 4.14. Схема многоступенчатого сжатия и дросселирования
Ко второму дроссельному вентилю поступит уже не 1 кг жидкости, а меньше — (1 — %，кг и тогда после второго дросселя образуется количество пара, равное (1 — xj х2- Хотя сжатие этого пара происходит в несколько большем интервале давлений, чем пара л\, все же работа, затраченная на его сжатие, — %幺(1 — ——xj «22 ——’к) — будет значительно меньше, чем если бы это же количество пара сжималось от состояния / до состояния 2, т, е. в полном интервале давлений от р0 до р. В этом случае также сокращаются необратимые потери при отводе теплоты перегрева.
Таким образом,
xi (^ 一 й1) + (1 —修)修(必一А2) + • - • + (1 — ^n-i) xn X
乂 а2 一 h) V x4 & 一f力(4.52)
т. е. работа, затрачиваемая на сжатие пара, образовавшегося при многократном дросселировании при его ступенчатом отводе и сжатии, меньше работы, затрачиваемой на сжатие пара, образовавшегося при однократном дросселировании.
Для того чтобы выяснить соотношение между работой 〃&, затрачиваемой на сжатие рабочего вещества, образовавшегося при кипении в испарителе при однократном и работой /сж при ступенчатом дросселировании, необходимо определить, меняется ли количество жидкости, поступающей в испаритель при разных способах дросселирования, так как удельная работа сжатия от давления р0 до 卩藏 в обоих случаях одинакова. Рассмотрим неравенство
（1 - 不）（1 -x2）（1 一/）….（1 - /-1）,（1 - xn）乏 1 - %参（4.53） В левой части этого неравенства — количество жидкого рабочего вещества, поступающего в испаритель при ступенчатом дросселировании; в правой части — количество жидкого рабочего вещества, поступающего в испаритель при однократном дросселировании.
Если пренебречь кинетической энергией, которая уносится с паром в каждый из компрессоров при промежуточном отборе, то ступенчатый процесс дросселирования по выходу жидкости может рассматриваться как сумма дифференциальных процессов дросселирования по сравнению с интегральным процессом дросселирования 3—4 и, следовательно, неравенство （4.53） обратится в равенство, т. е.
（1 -尤1） （1 -尤2）（1 一%）…（1 一 xn-i） （1 - xn） = 1 - % （4.54）
Расчеты, проведенные с учетом кинетической энергии, уносимой паром при ступенчатом дросселировании, показали, что в этом случае левая часть рассматриваемого неравенства （4.53） лишь незначительно увеличивается по сравнению с правой частью, что, как правило, не имеет практического значения [47 ]. Следовательно, работа /сж, затрачиваемая на сжатие пара рабочего вещества, образовавшегося при кипении в испарителе в циклах при однократном и ступенчатом дросселировании, одинакова. Так как /院 при ступенчатом дросселировании в соответствии с формулой （4.52） меньше, чем 厶咏 при однократном дросселировании, то работа, затрачиваемая на сжатие рабочего вещества /сж в цикле со ступенчатым дросселированием, будет меньше, чем в цикле с однократным дросселированием.
Рассмотрим, как влияет многоступенчатое сжатие на необратимые потери при дросселировании. На рис. 4.13, 6 показан цикл /—2—3—4 с однократным дросселированием. В этом цикле все процессы, кроме процесса дросселирования 3——4, обратимы. Необратимые потери, связанные с процессом дросселирования, эквивалентны площади 4—k—3—b—4.
Заменим однократное дросселирование двукратным. В этом случае в конце первого процесса дросселирования （3——с） образуется %с кг пара, который отсасывается промежуточным компрессором- Необратимые потери процесса дросселирования （3—с） будут эквивалентны площади с—d——3——а. Оставшаяся после первого дросселирования жидкость в состоянии а дросселируется второй раз —— про-
цесс а——7. Количество этой жидкости равно (/ —— хс) кг. Необратимые потери, возникающие в процессе а—7 эквивалентны площади 1——е——a—b, умноженной на (1 ——хс). Таким образом, сумма необратимых потерь при двукратном дросселировании эквивалентна пл. с—d—3—й+(пл. 7—е—а—b) (1 —%)• Так как хе < 1, то эта суммарная площадь меньше площади 4——k——3——b——4. Следовательно, при замене однократного процесса дросселирования многократным с промежуточным отбором пара уменьшаются потери, возникающие при дросселировании.
Таким образом, при многократном дросселировании сокращается работа сжатия рабочего вещества, сокращаются необратимые потери： при теплообмене рабочего вещества и источника низкой температуры; при отводе теплоты перегрева； при дросселировании. Циклы с однократным и многократным дросселированием рассматриваются при одинаковых внешних источниках, поэтому работа цикла-образца для них будет одинакова. Так как необратимые потери цикла с многократным дросселированием меньше, чем в цикле с однократным дросселированием, то коэффициент обратимости По5P — /nnn/(/min + W △/) цикла с многократным дросселированием будет выше, чем в цикле с однократным дросселированием.
Выбор промежуточного давления. В циклах двухступенчатых холодильных машин промежуточное давление рт влияет на их экономичность. Существует несколько способов выбора рт. Рассмотрим некоторые из них. Промежуточное давление может выбираться из условий наименьшей суммарной работы компрессоров /к [281. При изоэнтропных процессах сжатия в обеих ступенях суммарная работа определяется по выражению .
(4.55) где иве,弋! 一 удельные ^объемы рабочего вещества при всасывании в первую и вторую ступени соответственно.
Если при всасывании в компрессор первой и второй ступеней температура рабочего вещества одинакова и оно подчиняется законам идеального газа, можно записать, что 卩()& =卩加碌= тогда
4 = 占 RT [(丽仇№-"信十旧力/1)/-2].(4.56)
Для того чтобы определить pmi при котором /к имеет минимальное значение, приравниваем производную от /к (4.56) по рт к нулю 察=占f屮际^ + pi -咸-泌)信]=0；
加 №囹£ i)/= pT^ "=丿帀.(4.57)
Рабочее вещество холодильных машин не является идеальным газом и температура всасывания в первой и второй ступенях отли- 72
чаются, поэтому определение рт по выражению (4.57) является приближенным. Более точным является метод определения р!П по максимальному холодильному коэффициенту двухступенчатой холодильной машины. Для этого необходимо сначала определить 。加 по выражению (4,57) при заданных р0 и 0K и найти холодильный коэффициент цикла. Задаваясь значениями промежуточного давления больше и меньше р^, определенного по выражению (4,57), рассчитывают новые соответствующие значения холодильного коэффициента, После этого строят зависимость е — / (夕小)(рис. 4.15) и по этой зависимости определяют максимальное значение холодильного коэффициента етах. Промежуточное давление, соответствующее ЕтаХ, является оптимальным для заданных pQ и рк. -
Для упрощенных расчетов циклов 〃 двухступенчатых холодильных машин можно пользоваться выражением (4,57), ^Г
для более точных расчетов необходимо пользоваться методом определения 。八 по максимальному холодильному коэффи
циенту, Есть и другие способы ©пределе-,一
ния рт [6, 28].I. I г
Циклы и схемы двухступенчатых хо-р胃р*
лодильных машин с однократным дрос- рис 4 J5 Оп е епение о『 селированием. Двухступенчатая холодиль- тимальиого промежуточного ная машина со змеевиковым промежуточ-.давления
ным сосудом и неполным промежуточным,
охлаждением. Принципиальная схема такой машины и цикл в тепловых диаграммах показаны на рис, 4,16.
Рабочее вещество кипит в испарителе V7// (процесс 〃一/), сжимается в компрессоре первой ступени / (процесс /—2), охлаждается в промежуточном теплообменнике II (процесс 2—3)， затем пар рабочего вещества в состоянии 3 смешивается с холодным паром состояния 8, идущим из промежуточного сосуда VI. После смешения состояние рабочего вещества перед всасыванием в компрессор второй ступени III определяется точкой 4, Далее рабочее вещество сжимается в компрессоре второй ступени (процесс 4——5), охлаждается и конденсируется в конденсаторе IV (процесс 5—6) и направляется к промежуточному сосуду.
Перед промежуточным сосудом рабочее вещество делится на два потока： большая часть рабочего вещества идет в змеевик промежуточного сосуда, меньшая ——дросселируется во вспомогательном дроссельном вентиле V (процесс 6——7) до промежуточного давления и поступает в промежуточный сосуд. В промежуточном сосуде за счет разности плотностей жидкости и пара происходит разделение влажного пара (состояние 7) на жидкость (состояние 9) и сухой насыщенный пар (состояние 8). Сухой насыщенный пар засасывается компрессором второй ступени, а жидкость кипит (процесс 9—8) за счет теплоты, отбираемой от жидкого рабочего вещества, идущего по змеевику. Сухой насыщенный пар, образовавшийся при кипении в процессе 9——8, отсасывается компрессором второй ступени. Жидкое
рабочее вещество, идущее по змеевику, при этом охлаждается (процесс 6——10) и затем дросселируется в основном дроссельном вентиле VII (процесс 10—11) до давления р0. После дросселирования рабочее вещество поступает в испаритель, где кипит при давлении р0 и температуре 丁山
Для того чтобы рассчитать двухступенчатую холодильную машину со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным промежуточным охлаждением, необходимо прежде всего вписать цикл
в тепловую диаграмму. Значения рю 7K и р$,爲 определяются в зависимости от внешних условий (или задаются). Промежуточное давление рт определяется по методике, изложенной ранее. В точке / рабочее вещество может быть сухим насыщенным или перегретым (на 5—10 ℃) паром. Температура рабочего вещества в точке 10 обусловливается недорекуперацией в процессе охлаждения жидкости в змеевике на 3—5 ℃, т. е. /10 — tm = 3+5 ℃:
Состояние рабочего вещества в точке 4 определяется из уравнения смешения рабочего вещества, идущего из теплообменника 2/ и из промежуточного сосуда
G^厶=G〃s + (бГ 一 或)％； (4.58)
i# = % + "з — ijlG^，一 (4.59)
где 徹，G?——массовый расход рабочего вещества первой и второй ступеней.
бд определяется по заданной холодопроизводительности, g3=q°/g —&J;性 60)
Ga определяется из материального баланса промежуточного сосуда
'Gi1 = G》+ 依】一 G》修 + G；(4.61)
где *7 —степень сухости пара в точке 7; GZ — масса рабочего вещества, испаряющегося в промежуточном сосуде, определяется из уравнения
Од 係一，9)= бд 优一&о)・(4.62)
Подставив в уравнение (4.61) значение G； из уравжния (4.62) и выразив 力7 через энтальпии
*7 =(%一%)/a8-0，(4.63)
получим
G«=Gi(f8-tlc)/(i8-is)., (4.64)
К такому же результату можно прийти, написав уравнение теплового баланса промежуточного сосуда
G^% = б%” + (G? — G') i8. -(4.65)
После преобразования получим
Од1 = Gl «8 — Ло)/(^8 — %) = Ga “8 — Ло)/(^8 — %)(4.66)
ИЛИ
б1} = Q。& — ho)/[0'i 一 丸)佐-力)]・(4.67)
После определения энтальпий в узловых точках цикла определяют теоретические объемные производительности компрессоров 底рвой и второй ступеней；,
丿=G如/X; Уп = G%/#【，(4.68)
где и】и ?4 —удельные объемы рабочего вещества при всасывании в компрессоры- первой и второй ступеней;入* 九口 一 коэффициенты, учитывающие объемные потери в компрессорах первой и второй ступеней.
Теоретическая работа, затрачиваемая в компрессорах первой и второй ступеней La и £?, определяется по уравнениям:
〃 = G3 仇一幻；U【= G^(友一ij(4.69)
Холодильные коэффициенты теоретического и действителького Циклов (ет и ед) определяются по выражениям:
'J = Qo/(露+ 〃')； ^QM^ + L^/xff), (4.70); (4.71)
75
где т|с и п? — коэффициенты, учитывающие энергетические потери компрессоров первой и второй ступеней.
Двухступенчатая холодильная машина со' змеевиковым промежуточным сосудом 〃 полным промежуточным охлаждением. Отличие этой схемы (рис. 4.17) от предыдущей состоит в том, что рабочее вещество первой ступени после охлаждения в промежуточном холодильнике II направляется в промежуточный сосуд V/, где охлаждается до состояния сухого насыщенного пара (точка 4) и затем
Рис. 4.17. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом И ПОЛНЫМ ■ промежуточным охлаждением
поступает в компрессор второй ступени ///. Таким образом, если через компрессор первой ступени I проходит G： (кг) рабочего вещества, то через компрессор второй ступени проходит Gy (кг) рабочего вещества
G? = G^ + (бд1 — G*)工7 + Ga Ga, (4,72) где (Gi1——Gq) x7——масса пара, образовавшегося при дросселировании рабочего вещества во вспомогательном дроссельном вентиле 匕 G： — масса пара, образовавшегося в промежуточном сосуде при подводе теплоты от жидкости, идущей по змеевику; G^ —масса пара, образовавшегося в промежуточном сосуде при подводе теплоты от горячих паров рабочего вещества первой ступени.
Тепловой расчет двухступенчатой холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом и полным промежуточным охлаждением ведется по следующей методике. При заданной холодопроиз- 76
водительности Qo и внешних условиях определяются 丁氏 и 7\). Состояние рабочего вещества в точках / и Р определяется в соответствии с рекомендациями для предыдущей схемы. Массовый расход рабочего вещества первой ступени
G3 = Qo&_ 九).(4.73)
Массовый расход рабочего вещества второй ступени GV определяется из теплового баланса промежуточного сосуда
G3Z + G%3 = G 丸 + G?Q,(4.74)
откуда
G； = G^ 仇-；9)/(厶一九)=G：佃-iJ/(L - i7).(4.75)
Определение VT) Lat e ведется в соответствии с методикой для предыдущей схемы [см. формулы (4.68)——(4.72)].
В духступенчатых холодильных машинах со змеевиковым про^ межуточным сосудом в качестве рабочего вещества чаще всего применяется аммиак.
Двухступенчатая холодильная машина с теплообменниками, В двухступенчатой холодильной машине, схема и циклы- которой показаны на рис. 4.18, в качестве рабочего вещества применяются хладоны (чаще всего хладон R22). Рабочее вещество сжимается компрессором первой ступени / (процесс /——2), охлаждается в промежуточном холодильнике // (процесс 2——3) и направляется во вторую ступень. Перед компрессором второй ступени III пар, идущий из промежуточного холодильника, смешивается с холодным паром (состояние //), который поступает из жидкостного теплообменника V/. Рабочее вещество в результате смешения охлаждается до состояния, характеризуемого точкой 4. Таким образом, в компрессоре второй ступени сжимается большее по массе количество рабочего вещества, чем в компрессоре первой ступени. После сжатия во второй ступени (процесс 4—5) рабочее вещество охлаждается и конденсируется в конденсаторе IV (процесс 5——6), Далее жидкое рабочее вещество поступает в парожидкостной теплообменник У, где охлаждается (процесс 6——7) холодным паром рабочего вещества, идущего из испарителя /X. Затем рабочее вещество направляется в жидкостной теплообменник Р/, где охлаждается (процесс 7——8). Охлаждение происходит за сиет теплообмена с кипящей жидкостью, дросселируемой через вспомогательный дроссельный вентиль Р// (процесс 8——/0). Большая часть рабочего вещества дросселируется в основном дроссельном вентиле VIII (процесс 8—9) и поступает в испаритель, где кипит (процесс 9——/2) за счет теплоты источника низкой температуры.
Из испарителя пар рабочего вещества поступает в парожидкостной теплообменник, где нагревается (процесс 12——1) за счет теплоты, отбираемой от жидкого рабочего вещества, идущего из конденсатора, и затем поступает в компрессор первой ступени. Пар, образовавшийся в жидкостном теплообменнике, смешивается с рабочим веществом, идущим из компрессора первой ступени и поступает в ком- прессой второй ступени.
Как следует из описания работы машины, теплообменники парожидкостной и жидкостной служат прежде всего для охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем, что сокращает необратимые потери, связанные с дросселированием, и повышает удельную массовую холодопроизводительность цикла. Нагрев пара в парожидкостном теплообменнике (в том случае, если компрессор поршневой) гарантирует защиту компрессора первой ступени от гидравлического удара и повышает его объемные и энергетические коэффициенты.
Рис. 4.18. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с теплообменникамиРис. 4.18. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с теплообменниками
Рис. 4.18. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с теплообменниками
Рис. 4.18. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с теплообменниками
Для теплового расчета двухступенчатой холодильной машины с теплообменниками необходимо вписать ее цикл в диаграмму. Как уже отмечалось, давление конденсации рк и давление кипения % определяются по внешним источникам, затем находится промежуточное давление рт. Точки 12 и 11 ставятся на правой пограничной кривой при давлении р0 и рт соответственно либо задавшись неболь- шим перегревом (2——3 ℃), Температурой всасывания в. компрессор первой ступени задаются (厶 q 0 ℃) из условия обеспечения высокого перегрева. Положение точек 2 и 5 определяется пересечением соответствующих адиабат и изобар. Температура в точке 3 опреде- 78
ляется из условия возможности охлаждения рабочего вещества водой в промежуточном холодильнике (匕 勺 30+35 “С).
Состояние точки 6 принимается на левой пограничной кривой при давлении р либо с небольшим переохлаждением (2—3 ℃). Температура точки 8 определяется недорекуперацией на холодном конце жидкостного теплообменника 北 = Тт + 5.
Для определения массы рабочего вещества G^ необходимо составить тепловой баланс системы, состоящей из те плообме н ни ков (парожидкостного и жидкостного) и вспомогательного дроссельного вентиля. В указанную систему входит жидкое рабочее вещество в количестве G? с температурой 76 и пар рабочего вещества в количестве G^ с температурой Т12. Из системы выходит жидкое рабочее вещество в количестве G~ с температурой Т8, пары рабочего вещества ——в количестве G?—G： с температурой Т^ и G^ с температурой一
Уравнение теплового баланса системы будет иметь вид
Gti ^6 + G%ia = С%； +(G? — G；) г” + Gaiu (4.76) откуда
G? N G3 .(公@(g 仇).(4.77)
При заданной холодопроизводительности Qo
G： = Q0/&2 —，9),(4.78)
тогда
喈НQ。樂二?Й(4.79)
("2 —心)(七一%)/
Состояние рабочего вещества в точке 7 определяется из теплового баланса парожидкостного теплообменника
G?偽一力)=6々(8 一丸).(4.80)
Состояние рабочего вещества при всасывании в компрессор второй ступени (точка 4) рассчитывается из уравнения смешения
G3 +(G?— G3)k = G》％.(4.81)
Далее можно определить работу, объемную производительность компрессорсж первой и второй ступеней [см. формулы (4.69)—(4.72) 1.
Холодильный коэффициент теоретического и действительного циклов，
%=т#^~『тЛ(，ту；性 82)
、,b 丄М*3%「件83)
79
Двухступенчатая холодильная машина с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрессором. Подобная схема двухступенчатой холодильной машины (рис. 4.19) появилась сравнительно недавно. В этой схеме применяется винтовой компрессор I. Рабочее вещество в состоянии / заполняет рабочую полость винтового компрессора, которая после этого отсоединяется от окна всасывания. Затем за счет уменьшения объема рабочей полостиДвухступенчатая холодильная машина с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрессором. Подобная схема двухступенчатой холодильной машины (рис. 4.19) появилась сравнительно недавно. В этой схеме применяется винтовой компрессор I. Рабочее вещество в состоянии / заполняет рабочую полость винтового компрессора, которая после этого отсоединяется от окна всасывания. Затем за счет уменьшения объема рабочей полостипроисходит повышение давления находящегосяпроисходит повышение давления находящегосящества.щества.когда давлениекогда давлениев рабочейв рабочейтам рабочего ве- полости достигав!там рабочего ве- полости достигав!В тот момент,В тот момент,Рис. 4.19. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрес- соромРис. 4.19. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрес- сором
Двухступенчатая холодильная машина с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрессором. Подобная схема двухступенчатой холодильной машины (рис. 4.19) появилась сравнительно недавно. В этой схеме применяется винтовой компрессор I. Рабочее вещество в состоянии / заполняет рабочую полость винтового компрессора, которая после этого отсоединяется от окна всасывания. Затем за счет уменьшения объема рабочей полости
Двухступенчатая холодильная машина с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрессором. Подобная схема двухступенчатой холодильной машины (рис. 4.19) появилась сравнительно недавно. В этой схеме применяется винтовой компрессор I. Рабочее вещество в состоянии / заполняет рабочую полость винтового компрессора, которая после этого отсоединяется от окна всасывания. Затем за счет уменьшения объема рабочей полости
происходит повышение давления находящегося
происходит повышение давления находящегося
щества.
щества.
когда давление
когда давление
в рабочей
в рабочей
там рабочего ве- полости достигав!
там рабочего ве- полости достигав!
В тот момент,
В тот момент,
Рис. 4.19. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрес- сором
Рис. 4.19. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с промежуточным отбором пара с одноступенчатым винтовым компрес- сором
значений /?т (процесс сжатия I—2), она соединяется с окном, через которое в полость поступает пар рабочего вещества состояния 9 из теплообменника IV. В результате смешения получается пар состояния 3, который далее сжимается в этой же полости до состояния 4 (процесс 3—4).
После конденсатора // жидкое рабочее вещество делится на два потока： меньшая часть дросселируется во вспомогательном дроссельном вентиле III (процесс 5—6) и поступает в межзмеевиковое пространство теплообменника //, большая часть идет по змеевику теплообменника и охлаждается (процесс 5——7) в результате теплообмена с кипящим в межзмеевиковом пространстве при температуре Тт и давлении рт рабочим веществом, пар которого затем поступает в компрессор.
Охлажденная жидкость дросселируется в основном дроссельном вентиле / (процесс 7——8) и поступает в испаритель VI. Таким образом, в рассматриваемой схеме двухступенчатое сжатие рабочего вещества с промежуточным охлаждением за счет холодного пара, поступающего из теплообменника, происходит в одном компрессоре. В остальном данная схема ничем не отличается от обычной схемы
двухступенчатой холодильной машины с однократным дросселированием и промежуточным отбором пара..
ния смешенияния смешенияG；% = G》2 + (^а — О1) %•G；% = G》2 + (^а — О1) %•(4.84)(4.84)Состояние рабочего вещества в точке 3 определяется из уравне
ния смешения
ния смешения
G；% = G》2 + (^а — О1) %•
G；% = G》2 + (^а — О1) %•
(4.84)
(4.84)
Массовый расход рабочего вещества G； при заданной холодопроизводительности определяется так же, как в предыдущих схемах.
Ga может быть определено из теплового баланса теплообменника
G^i^G^ + iG^-G^i.,(4.85)
откуда
國=或(i9 — i7)/(i9 -(5)= GL (i9 - i7)/(i9 - Q; (4.86)
G^= Q。(th —，、)/[(& 一 i8) (i9 - i6)].(4.87)
Состояние рабочего вещества в точке 7 определяется из условия недорекуперагши на холодном конце теплообменника на 3—5 ℃. Таким образом, зная G^, Ga и состояние рабочего вещества во всех узловых точках цикла, можно сделать тепловой расчет холодильной машины.
На рис. 4.19 показаны теоретические процессы сжатия в вннтовом компрессоре. В действительности существуют потери давления в трубопроводе, соединяющем теплообменник и компрессор. Окно, через которое поступает рабочее вещество из теплообменника в компрессор, также обладает сопротивлением, поэтому давление р^ всегда должно быть несколько больше, чем давление рабочего вещества в точке 2. Сжатие рабочего вещества до давления рт происходит при постоянном объеме, что энергетически менее выгодно, чем внутреннее сжатие (при изменении объема). Это несколько ухудшает экономичность компрессора, однако промежуточное охлаждение благоприятно сказывается на объемном и энергетическом КПД винтового компрессора.
Как показали исследования, проведенные совместно ВНИИхолод- машем и Казанским СКВ по компрессоростроению> холодильная машина с системой «экономайзер» имеет значительные преимущества по сравнению с одноступенчатым сжатием 151.
Все приведенные выше двухступенчатые холодильные машины по своим энергетическим показателям превосходят одноступенчатые. В двухступенчатой холодильной машине с промежуточным холодильником это происходит благодаря охлаждению рабочего вещества 'перед всасыванием в компрессор второй ступени, в остальных двухступенчатых холодильных машинах —— вследствие охлаждения пара рабочего вещества перед компрессором второй ступени и охлаждения жидкого рабочего вещества перед дросселированием. Однако при двухступенчатом сжатии можно еще повысить энергетическую эффективность машины, применив двухкратное дросселирование рабочего вещества, поступающего в испаритель. Это используется в схе- -мах, рассматриваемых ниже.
Циклы и схемы двухступенчатых холодильных машин с двухкратным дросселированием. Двухступенчатая холодильная машина с неполным промежуточным охлаждением. Схема и цикл в тепловых диаграммах такой холодильной машины показаны на рис. 4.20. Рабочее вещество после сжатия в компрессоре первой ступени / (процесс /——2) и охлаждения в промежуточном холодильнике // (процесс - 2——3) поступает на всасывание в компрессор второй ступени /7/, где смешивается с холодным паром рабочего вещества,
идущего из промежуточного сосуда. В результате смешения рабочее вещество первой ступени охлаждается до состояния 4, всасывается компрессором второй ступени, сжимается (процесс 4—5) и после охлаждения и конденсации в конденсаторе IV (процесс 5——6) дросселируется в первом дроссельном вентиле V (процесс 6——7). В отличие от схем с однократным дросселированием, в этой схеме, как и в других схемах с двухкратным дросселированием, дросселируется все рабочее вещество, а не меньшая его часть, как в схемах с однократным дросселированием.
В промежуточном сосуде VI за счет разности плотностей происходит разделение влажного пара, полученного в конце процесса дросселирования, на жидкость состояния 9 в количестве G； и пар
в состоянии 8 в количестве (國i-京). Пар идет, на всасывание в компрессор второй ступени, где смешивается с рабочим веществом, идущим из первой ступени. Жидкость направляется ко второму дроссельному вентилю VII, дросселируется в нем (процесс 9——10) и поступает в испаритель VIII, где кипит за счет теплоты, подводимой от источника низкой температуры (процесс 10——7). Образовавшийся пар рабочего вещества отсасывается компрессором первой ступени, поддерживая в испарителе постоянное давление кипения р『
Материальный баланс промежуточного сосуда имеет вид
G；‘ = G^ + G》*.(4.88)
Для теплового расчета цикла по заданной холодопроизводительности Qq определяется массовый расход рабочего вещества первой ступени Ga
G^ = Qo/(&—ho)*(4.89)
Массовый расход рабочего вещества второй ступени G? определяется по тепловому балансу промежуточного сосуда
G3% = Gk +(G『一GD，8,.(4.90)
откуда
G? = Ga (i8 一办)/(，8 -，6)= В (乙 一 29)/«8 — 办 (49)
Состояние рабочего вещества в точке 4 определяется из уравнения смещения рабочего вещества перед всасыванием во вторую ступень
'G^ = Glf3 +(G?-Gi) f8.(4.92)
Определив узловые точки цикла G^ и Ga, можно сделать полный тепловой расчет холодильной машины по уравнениям (4.68)——(4.71).
Двухст у пен чатая холодильная машина с полным промежуточным охлаждением. Отличие схемы с полным промежуточным охлаждением (рис. 4.21) от предыдущей состоит в том, что рабочее вещество после промеж)гточного холодильника II поступает в промежуточный сосуд VI, где охлаждается до состояния сухого насыщенного пара при непосредственном контакте с кипящим при температуре Тт жидким рабочим веществом. Масса выкипающей при этом жидкости равна G]
Для машины с полным промежуточным охлаждением материальный баланс промежуточного сосуда имеет вид
ОУ ^Gl + G^ + Ga；(4.93)
Ga можно определить из уравнения
62(口一ь)=國(%一办(4.94)
где G« = Qq/(»i—而).
G：& + G；& = G%% + G；%,G：& + G；& = G%% + G；%,(4.95)(4.95)откудаоткудаМассовый расход рабочего вещества второй ступени, G^, определяется, как и в предыдущей схеме, из теплового баланса промежуточного сосуда
G：& + G；& = G%% + G；%,
G：& + G；& = G%% + G；%,
(4.95)
(4.95)
откуда
откуда
сделать расчет холодиль-сделать расчет холодиль-G? = G"俏—曲/伉 _ %) = Qo «3 — ；8)/【伉 _ %)(乙一喇.(4.96) вещ^М；в2°"Р2Ив 优 И 硯 а также состояние рабочего вещества в узловых точках циклов, можно卜
сделать расчет холодиль-
сделать расчет холодиль-
нои машины.
Рис. 4.21. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с дву х- кратным дросселированием и полным промежуточным охл ажден иемРис. 4.21. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с дву х- кратным дросселированием и полным промежуточным охл ажден ием
Рис. 4.21. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с дву х- кратным дросселированием и полным промежуточным охл ажден ием
Рис. 4.21. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с дву х- кратным дросселированием и полным промежуточным охл ажден ием
Энергетическая эффективность циклов с неполным (7——2——3——4— 5一7——8——9——12——13) и полным (1——2——6——7--8--9——12——)3) промежуточным охлаждением, (рис. 4.22) определяется из уравнения их ;холодильных коэффициентов ен и еп:
Н (% — &) + Об厶2)仇一U)/(^6 — ц)'
П鱼 一 :1)+ (%-沁)("一%)/(%-口)"
Рассматривая неравенство
(4—h) + (fe—ii2)(/& —厶)*»6—%)之(％—О ++(Ц—GJ (%—%)/("—%),
получимполучим
получим
получим
(4.97)(4.97)（%一沁）/（»3-沁）三（»7-»6）/&一乙）■
(4.97)
(4.97)
Таким образом, энергетическая эффективность реальных циклов зависит не только от внешних условий и режима работы, но и от термодинамических свойств рабочего вещества.
Как было показано в гл. 3, рабочие вещества с высокой молекулярной массой обладают тем свойством, что необратимые потери при отнятии теплоты перегрева у них меньше, чем у низкомолекулярных рабочих веществ, поэтому некоторый перегрев при всасывании может несколько увеличить холодильный коэффициент ен.
Для низкомолекулярных рабочих веществ, например для аммиака,
Рис. 4.22. Циклы двухступенчатых холодильных машин с неполным и полным промежуточным охлаждениемРис. 4.22. Циклы двухступенчатых холодильных машин с неполным и полным промежуточным охлаждениемна практике применяются машины ждением. При рассмотрении этого вопроса необходимо также иметь в внау, что в действительных схемах машин при полном промежуточном охлаждении в промежуточном сосуде во всасывающем трубопроводе все равно происходит подогрев рабочего вещества.
Рис. 4.22. Циклы двухступенчатых холодильных машин с неполным и полным промежуточным охлаждением
Рис. 4.22. Циклы двухступенчатых холодильных машин с неполным и полным промежуточным охлаждением
Сравнение циклов с однократным дросселированием 1——2——6—— 7—8—10—11—1 и цикла с двухкратным дросселированием 1—2— 6—7—8—9—12—13—1 (рис. 4.22) показывает, что в первом цикле появляются дополнительные необратимые потери, связанные с
наличием конечной разности температур в процессе теплообмена жидкого рабочего вещества, идущего по змеевику, и кипящей жидкостью, что приводит к увеличению работы цикла.
Двухступенчатая холодильная машина с двумя испарителями. Схема такой машины показана на рис. 4.23. Отличие этой схемы состоит в том, что часть рабочего вещества GqP после промежуточного сосуда VI направляется во второй испаритель VII. Рабочее вещество в этом испарителе кипит при температуре Тт и давлении "小 за счет теплоты второго источника низкой температуры. Температура кипения Г。ниже, чем температура кипения Т,п. Пар рабочего вещества, образовавшийся во втором испарителе (состояние 5), смешивается с паром рабочего вещества G1, идущего из первой ступени в состоянии 3, и направляется в промежуточный сосуд. После смешения состояние рабочего вещества будет характеризоваться точкой 4 и определяться из уравнения смешения
喲3 + GW! = G + Gh)Q(4.98)
Ga и G?p определяются из заданных значений холодопроизводительности первого испарителя Qo и второго Qo. В промежуточном сосуде
происходит охлаждение паров рабочего вещества G^ и G2P стояния 5 за счет теплообмена с рабочим веществом, кипящим межуточном сосуде. При кипении образуется & пара. Из точного сосуда весь пар засасывается компрессором второй Материальный баланс промежуточного сосуда таков:происходит охлаждение паров рабочего вещества G^ и G2P стояния 5 за счет теплообмена с рабочим веществом, кипящим межуточном сосуде. При кипении образуется & пара. Из точного сосуда весь пар засасывается компрессором второй Материальный баланс промежуточного сосуда таков:до СО- в про-до СО- в про-промежу- ступени.промежу- ступени.G° = G%/ + G^ + Сд₽ + Од.G° = G%/ + G^ + Сд₽ + Од.(4.99)(4.99)Рис. 4.23. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с двумя испарителямиРис. 4.23. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с двумя испарителямиМассовый расход рабочего вещества G： определяется из баланса промежуточного сосудаМассовый расход рабочего вещества G： определяется из баланса промежуточного сосудатеплового
происходит охлаждение паров рабочего вещества G^ и G2P стояния 5 за счет теплообмена с рабочим веществом, кипящим межуточном сосуде. При кипении образуется & пара. Из точного сосуда весь пар засасывается компрессором второй Материальный баланс промежуточного сосуда таков:
происходит охлаждение паров рабочего вещества G^ и G2P стояния 5 за счет теплообмена с рабочим веществом, кипящим межуточном сосуде. При кипении образуется & пара. Из точного сосуда весь пар засасывается компрессором второй Материальный баланс промежуточного сосуда таков:
до СО- в про-
до СО- в про-
промежу- ступени.
промежу- ступени.
G° = G%/ + G^ + Сд₽ + Од.
G° = G%/ + G^ + Сд₽ + Од.
(4.99)
(4.99)
Рис. 4.23. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с двумя испарителями
Рис. 4.23. Схема и цикл двухступенчатой холодильной машины с двумя испарителями
Массовый расход рабочего вещества G： определяется из баланса промежуточного сосуда
Массовый расход рабочего вещества G： определяется из баланса промежуточного сосуда
'(4.100)'(4.100)G户7 + (G： + G7) % = (G^ + G») % + G^is>
'(4.100)
'(4.100)
откуда
(4.101)(4.101)G^ = (Ga + G产)(％ —統/伍—％).、
(4.101)
(4.101)
Холодильная машина с пароструйным аппаратом. Нижняя граница диапазона температур кипения в компрессорных паровых холодильных машинах определяется давлением около 0,01 МПа, что для R22, например, соответствует температуре кипения 193 К- С применением пароструйного аппарата (эжектора) можно получить давление в испарителе 0,002 МПа и температуру для хладона R22 173 К 171. Главное преимущество пароструйного аппарата состоит в том, что с понижением давления его рабочие коэффициенты 86
не ухудшаются. Кроме того, в пароструйном аппарате нет движущихся частей. Простота — его второе преимущество.
Рассмотрим простейшую схему паровой холодильной машины с одноступенчатым компрессором и пароструйным аппаратом, показанную на рис. 4.24.
Для работы пароструйного аппарата пар рабочего вещества в состоянии 4 отбирается после компрессора // в количестве G； и направляется в сопло пароструйного аппарата /. Иногда отбор пара осуществляют из верхней части конденсатора IIL Это относится, в основном, к аммиачным холодильным машинам, так как
Рис. 4.24. Схема и цикл холодильной машины с одноступенчатым компрессором и пароструйным аппаратом
подача в пароструйный аппарат горячего пара после компрессора может привести к значительному повышению температуры нагнетания. В сопле скорость пара возрастает до критических и сверхкритических значений. При расширении (процесс 4——％> давление рабочего вещества снижается от 卩^ до
В камеру смешения холодный пар подсасывается из испарителя VII G^. В камере смешения холодный пар из испарителя (состояние 1) смешивается с паром, идущим из сопла (состояние Ь). В результате смешения образуется смесь, которая характеризуется точкой а. Далее смесь сжимается в диффузоре до давления р,п (процесс а——с). Пар в состоянии с поступает в промежуточный сосуд V, охлаждается там и в состоянии 3 всасывается компрессором. Из промежуточного сосуда в компрессор также идет пар, который образовался в результате кипения жидкого рабочего вещества (за счет подвода теплоты от паров, идущих из пароструйного аппарата), а также пар, образовавшийся при первом дросселировании. В компрессоре рабочее вещество сжимается (процесс 3——4), после чего часть рабочего вещества направляется к пароструйному аппарату, а другая часть конденсируется и направляется в промежуточный сосуд и далее — в испаритель. К промежуточному сосуду возможно подключение второго испарителя, как это показано на рис. 4.23.
Тепловой расчет холодильной машины с пароструйным аппаратом приведен в специальной литературе [7, 36].
Пароструйные аппараты устанавливают на всасывающих трубопроводах камерных приборов охлаждения в каждой камере. При загрузке отепленных продуктов в какую-либо из камер в работу включается пароструйный аппарат, температура кипения при этом понижается на 6——10 ℃, в остальных камерах она остается прежней. Это оказывается более выгодным, чем снижение температуры кипения во всех камерах.
Циклы и схемы трехступенчатых холодильных машин. Трехступенчатая холодильная машина с полным промежуточным охла-
игиг11近11近旷旷77Рис. 4.25. Схема и цикл трехсту-пенчатой холодильной машиныРис. 4.25. Схема и цикл трехсту-пенчатой холодильной машины
иг
иг
11
近
11
近
旷
旷
7
7
Рис. 4.25. Схема и цикл трехсту-пенчатой холодильной машины
Рис. 4.25. Схема и цикл трехсту-пенчатой холодильной машины
ждением. Эти машины распространены значительно меньше, чем двухступенчатые и применяются в основном в химической промышленности, для испытаний приборов или изделий при низких температурах. Принципиальная схема и цикл трехступенчатой холодильной машины с полным промежуточным охлаждением показана на рис. 4.25.
Сухой насыщенный пар, образовавшийся в испарителе X/, сжимается в компрессоре первой ступени 1 (процесс 1——2) и направляется в первый промежуточный сосуд /X, где он охлаждается до состояния 3 и направляется в компрессор второй ступени II.
Охлаждение происходит в результате теплообмена с жидким рабочим веществом, которое находится в промежуточном сосуде при температуре Т/. Жидкое рабочее вещество при этом кипит, образовавшийся при кипении пар отсасывается компрессором второй ступени. При дросселировании в дроссельном вентиле VIII (процесс 10—JJ) часть жидкого рабочего вещества переходит в пар, который также отсасывается компрессором второй ступени. После сжатия в компрессоре второй ступени (процесс 3——4) рабочее ве- 88
щество охлаждается в промежуточном холодильнике III (процесс 4——5) и поступает во второй промежуточный сосуд VII, в котором происходят такие же процессы, как и в первом. После сжатия в ком-, прессоре" третьей ступени IV (процессы 6—7) рабочее вещество направляется в конденсатор У, где охлаждается и конденсируется (процесс 7—S), Затем жидкое рабочее вещество дросселируется в дроссельном вентиле VI (процесс 8——9) и в дроссельном вентиле VIII、 (процесс 10——//). Далее, пройдя дроссельный вентиль X (процесс 12—/3), рабочее вещество попадает в испаритель X/, где оно кипит (процесс 13—/).
Охлаждение рабочего вещества перед всасыванием в компрессоры второй и третьей ступеней может быть неполным. Степень охлаждения зависит от конкретных внешних условий, рабочего вещества, типа компрессоров и т. п. Рабочее вещество, поступающее в компрессор первой ступени, также может находиться в перегретом состоянии.
При заданной холодопроизводительности Qo и внешних условиях определяются значения "к и 卩。.Промежуточные давления рт и 卩/ выбираются из условий примерно одинаковых отношений давлений в ступенях:-
РМРт^1 PnJPm = pmjpq、(4.102)
откуда
An = J^o； "m = y^i. (4.103); (4.104)
■Дальнейший расчет трехступенчатой холодильной машины аналогичен расчету двухступенчатой холодильной машины с двухкратным дросселированием.
Трехступен чатая холодильная машина для получения сухого льда. Рабочее вещество в этой машине совершает разрывной цикл (квазицикл). При этом из машины рабочее вещество ——двуокись углерода ——выводится не в жидком, а в твердом состоянии. Объясняется это тем, что углекислота по своим свойствам в жидком состоянии может находиться только при условии, если ее температура будет выше 216,6 К при давлении 0,53 МПа. При указанной температуре и давлении углекислота может находиться одновременно в трех фазах: жидкой, газообразной и твердой. Если температуру и давление несколько увеличить, то углекислота будет находиться только в двух фазах: жидкой и газообразной. Таким образом, при температурах выше 216,6 К углекислота может применяться как рабочее вещество паровой холодильной машины. При давлении и температуре более низкой, чём в тройной точке, углекислота находится только в твердом и газообразном состоянии.
Итак, если жидкую углекислоту дросселировать до давления ниже 0,53 МПа (например, до атмосферного), то полученную твердую углекислоту можно выводить из машины и использовать для охлаждения вне машины, заменяя выведенное количество твердой углекислоты газообразной. В результате дросселирования жидкой углекислоты до атмосферного давления образуется большое количество пара. Этот пар возвращается в машину. 一
Рассмотрим подробнее работу углекислотной машины (рис. 4.26). Если предположить, что 1 кг жидкой углекислоты дросселируется в первом дроссельном вентиле VII (процесс 9——/0), то в конце процесса дросселирования образуется влажный пар, который в первом промежуточном сосуде VIII разделяется на х10 кг сухого насыщенного пара в состоянии 11 и 1 — х10 кг жидкости в состоянии 12, Образовавшийся пар поступает на всасывание в компрессор высоко^!
77近近ООппРис. 4.26. Схема и цикл углекислотной холодильной машиныРис. 4.26. Схема и цикл углекислотной холодильной машины//16~~'16~~'取取12121313玄斗玄斗磔т>磔т>ккmm2766%2766%
7
7
近
近
О
О
п
п
Рис. 4.26. Схема и цикл углекислотной холодильной машины
Рис. 4.26. Схема и цикл углекислотной холодильной машины
/
/
16~~'
16~~'
取
取
12
12
13
13
玄斗
玄斗
磔
т>
磔
т>
к
к
m
m
2766%
2766%
ступени V. где после смешения с двуокисью углерода, идущей из средней ступени ///, сжимается и поступает в конденсатор VI, Жидкость из первого промежуточного сосуда дросселируется во втором дроссельном вентиле IX (процессе 12——/3). Образовавшийся при дросселировании пар в количестве (1 ——х^) xi3 кг направляется в среднюю ступень (состояние пара определяется точкой 14). Жидкость, состояние которой характеризуется точкой 15, в количестве (1 ——Xi。) (1 ——z13) кг дросселируется в третьем дроссельном вентиле XI (процесс 15——/6), при этом образуется (1 ——х10) (1 —х13) х1б кр
пара в состоянии 17, который идет на всасывание в компрессор низкой ступени /, и (J —— 看о) (1 —崑［0 <1 ——#1，кг твердой углекислоты в состоянии /8, которая выводится из машины с помощью сепа- ратора XII.
На всасывание компрессора низкой ступени добавляется (1 ——Хю) (1 —— 尤［з) (1 —— 尤16)кг пара извне, взамен удаленной твердой фазы. Количество углекислоты, поступающей на всасывание в компрессор низкой ступени, определяется из уравнения
(1 —打0)(1 — 修3)(1 —力16)+
+ {1 — х10) (1 — х13) х16 = (1 — х10) (1 —看3).(4.105)
Состояние углекислоты при всасывании в компрессор низкой ступени (точка /^определится из уравнения смешения
(1 - %加(1 -无13)厶=(1 -无10)(1 - %13)(1 -无16)М +
+ (1 —力io) (1 —%з)占"灯，(4.106)
откуда
& = io — Xie O'q — h?)*(4.107)
Аналогично можно определить состояние углекислоты в точках 4 к 7.、
Энергетическую оценку разрывного цикла определяют, как правило, не по холодильному коэффициенту, а по затрате работы для получения 1 кг твердой углекислоты (коэффициент Л4)
me 一/0)(1 一冷3)(1 - / (4 ［0®
(1 — л10) (1 — х13) (i2 —厶)+ (1 — /о)伉一〃)+ (% — G) *
Циклом-образцом для получения твердой углекислоты будет цикл 0——k—18——17——0. Исходя из теплового баланса цикла /min = = Я——％ зная, что g s пл. и——0——k——m, a % s пл. n—0—17—18——m, получим
Amn к & — Sft) To# c — (4 —沁)，(4.1(Ю)
тогда
= —fr—'—г(4.110)
Go — sa) ^o.c — So — hs)
Коэффициент обратимости
加gp 尸 M/Mo.(4.111)
Разомкнутый цикл является самым распространенным для получения сухого льда. Однако в настоящее время на кафедре холодильных машин ЛТИХП разработан принципиально новый способ получения твердой углекислоты с применением газовых холодильных машин, который имеет ряд преимуществ по сравнению с традиционными способами.
Циклы и схемы каскадных холодильных машин. В каскадных холодильных машинах используется два (или несколько) рабочих
91
вещества. Одно из них —— рабочее вещество высокого давления (низкотемпературное рабочее вещество). Это связано с тем, что теоретический объем компрессора, работающего при низком давлении, значительно больше, чем у компрессора, работающего при более высоком давлении. Так, например, в двухступенчатых холодильных машинах НМ = 3+4 и чем ниже давление, тем больше У|, а это ведет к росту капитальных затрат, повышает мощность трения компрессора. Кроме того, при понижении давления всасывания газодинамические потери в клапанах становятся соизмеримы с работой сжатия компрессора. Это также ухудшает энергетическую эффективность холодильной машины. Одним из методов снижения 1/т
Рис. 4.27. Схема и цикл простейшей каскадной холодильной машиныРис. 4.27. Схема и цикл простейшей каскадной холодильной машины
Рис. 4.27. Схема и цикл простейшей каскадной холодильной машины
Рис. 4.27. Схема и цикл простейшей каскадной холодильной машины
компрессоров низкой ступени, снижения мощности привода ком： прессоров является использование рабочих веществ высокого давления, таких, как хладон R13, хладон R14, этан и др. Однако при тем-: пературе окружающей среды давление конденсации у таких рабочих веществ чрезмерно высоко и использование их в циклах двухступенчатых или трехступенчатых холодильных машин затруднительнот Поэтому такие рабочие вещества применяют только в каскадных холодильных машинах.
Простейшая каскадная холодильная машина. Схема и цикл такой холодильной машины показаны на рис. 4.27. Машина состоит из двух одноступенчатых машин, называемых нижней и верхней ветвью каскада. В нижней ветви каскада используется рабочее вещество высокого давления, которое, получая теплоту в испарителе VII от источника низкой температуры, кипит (процесс 4——/), пар сжимается в компрессоре / (процесс /——2), охлаждается и конденсируется в конденсаторе-испарителе V (процесс 2——3), а затем- дросселируется в дроссельном вентиле VI (процесс 3——4〉. Теплота конденсации рабочего вещества нижней ветви каскада отбирается рабочим веществом холодильной машины верхней ветви каскада — как правило, это рабочее вещество среднего давления, которое кипит 92
в конденсаторе-испарителе. Пар рабочего вещества верхней ветви каскада сжимается компрессором 〃 (процесс 5—6), затем рабочее вещество верхней ветви каскада направляется в конденсатор /// (процесс 6——7), дросселируется в дроссельном вентиле /У (процесс 7—8) и поступает в конденсатор-испаритель. Таким образом, рабочее вещество в машине нижней ветви каскада совершает цикл /—2——3——4, а в машине верхней ветви каскада ——цикл 5——6——7——& и эти машины объединяются конденсатором-испарителем.
Как правило, рабочим веществом нижней ветви каскада является R13, поэтому во время стоянки машины, когда температура всех ее частей сравняется с температурой окружающей среды, Значительно повышается давление во всех элементах машины (при 25 ℃ давление насыщенных паров R13 составляет 3,62 МПа). Для предотвращения от чрезмерного повышения давления в холодильной машине нижней ветви каскада к системе подключают расширительный сосуд VIII, рассчитанный так, чтобы при остановке машины давление во всех элементах машины не превышало расчетного предельного значения.
Сравнивая эффективность каскадных и двухступенчатых холодильных машин, следует отметить, что если бы в обеих ветвях каскада циркулировало одно и то же рабочее вещество, а перепад температур составлял бы Тн ——То — 0 (это возможно только при бесконечно боль- шой поверхности теплообмена конденсатора-испарителя), то такая каскадная машина была бы термодинамически равноценна двухступенчатой.
При наличии конечной разности температур в конденсаторе- испарителе (обычно 5——10 ℃) холодильный коэффициент каскадной машины всегда ниже, чем двухступенчатой, так как процесс теплообмена в этом случае приводит к необратимым потерям.
В действительных циклах каскадные машины чаще всего выгоднее двухступенчатых (иногда и трехступенчатых). Это объясняется следующими преимуществами работы с рабочими веществами высокого давления:
теоретический объем компрессора каскадной машины меньше, чем двухступенчатой из-за меньших удельных объемов всасываемого пара;
при больших значениях давления всасывания (при температуре кипения — 80 ℃ давления кипения у R13 р0 = 0,112 МПа, у R22 р0 = 0,0105 МПа) относительные потери мощности в клапанах значительно меньше;
так как VT компрессора нижней ветви каскада меньше, чем ком- .прессора нижней ступени, то мощность трения компрессоров каскадной машины меньше, чем двухступенчатой;
отношение давлений для одинаковых диапазонов температур у рабочих веществ каскадных машин меньше, например, при температурах 〃 q —40 ℃ и То = —80 ℃ и составляет 0,1076/0,0105 — 一 =16,8 для R22, 0,617/0,112 = 5,5 для R13;
так как абсолютные значения давлений у • каскадных машин больше,»а отношение давлений меньше, то энергетические и объемные
93
коэффициенты компрессора нижней ветви каскада каскадной холодильной машины выше, чем компрессора нижней ступени двухступенчатой холодильной машины.
Исследования показывают [7 ]〉что верхним пределом возможного применения каскадных машин с R13 в нижней ветви каскада является температура кипения ——40 ℃. При использовании рабочих веществ высокого давления в каскадной холодильной машине можно получать более низкие температуры, чем в двухступенчатой. Например, для двухступенчатой машины, работающей на R22, предельной температурой считается ——80 ℃ (для температуры конденсации +25 ℃). При этом (Рк/^т)(Рт!р^ = 102. Для каскадной машины, работающей на R13 и R22, при таком же значении (р?/加)(区/加) достигается температура ——88 ℃ (при 公 —— 焉 =5 ℃). Области возможного и целесообразного применения разлитых холодильных машин с хладонами R22, R13 и R14 приведены в табл. 4.1.
Реальная каскадная холодильная машина. На рис. 4.28 показаны схема и цикл реальной каскадной холодильной машины. Эта машина предназначена для работы при температурах кипения от —70 до —90 ℃. В нижней ветви каскада применяется R13. Пар рабочего вещества выходит из испарителя VI в состоянии 8 и поступает в теплообменник IV, где перегревается до температуры ——50-е——30 ℃ (процесс 8——9) за счет более теплой жидкости, идущей из конденсатора-испарителя VII, Дальнейший перегрев пара до состояния J (до температуры —15 —0 ℃) происходит в теплообменнике /// за счет горячего пара, идущего из компрессора нижней ветви каскада. Этот перегрев ведет к увеличению работы компрессора, но, с другой стороны, происходит уменьшение теплового потока на конденсатор- испаритель, что ведет к некоторому снижению Т； и Т^- Применение теплообменника Ill имеет смысл лишь в том случае, если установлен теплообменник //, который охлаждается водой. В противном случае
Таблица 4.1
Области применения двухступенчатых и каскадных холодильных машин
Тип машины
Возможная область применения
Область выгодного применения
^тах
严aх
Двухступенчатая на R22
—80
Не ограничена
—45
—25
Каскадная: ступень на
одна ступень на R13 н одна R22
—95
—40
—85
—40
Каскадная: ступень на
две ступени на RI3 и одна R22
— НО
—80
—m
—80
Каскадная： ступень на
одна ступень на R14, одна R13 и одна ступень на R22
— ИО
— 100
— 135
— 100-
возрастает тепловой поток на конденсатор-испаритель из-за увеличения работы сжатия при всасывании более перегретого пара. Перегрев паров рабочего вещества в теплообменнике III улучшает температурный режим работы компрессора, так как всасывание в компрессор пара с низкой температурой может привести к температурным деформациям деталей компрессора.
‘ " Целесообразность теплообменника IV объясняется тем, что в этом теплообменнике за счет холодного пара охлаждается жидкое рабочее
Рис. 4.28. Схема и цикл реальной каскадной холодильной машиныРис. 4.28. Схема и цикл реальной каскадной холодильной машины
Рис. 4.28. Схема и цикл реальной каскадной холодильной машины
Рис. 4.28. Схема и цикл реальной каскадной холодильной машины
вещество перед дроссельным вентилем, а это увеличивает удельную холодопроизводительность и сокращает необратимые потери цикла. Правда, при наличии такого теплообменника возникают некоторые эксплуатационный' трудности, например вскипание жидкостм от соприкосновения с теплым паром, идущим из испарителя в период пуска. Однако это. явление существенно не увеличивает периоды пуска.
Таким образом, исключить теплообменник IV из схемы нецелесообразно, В верхней ветви каскада применяется хладон R22. Этот каскад представляет собой одноступенчатую холодильную машину с регенеративным теплообмен н и ком. Для того чтобы во время стоянки
давление в машине нижней ветви каскада чрезмерно не повышалось, в схеме предусмотрен расширительный сосуд ХП.
Как видно из рис. 4.28, схема каскадной холодильной машины сложнее, чем рассмотренные ранее схемы двухступенчатых машин. Сложность схемы и наличие конденсатора-испарителя являются недостатком каскадных холодильных машин: с одной стороны, конденсатор-испаритель значительно увеличивает стоимость машины, а с другой, как уже отмечалось ранее, из-за наличия необратимости в процессе теплообмена понижается коэффициент обратимости цикла, т. е. растут эксплуатационные затраты. Тепловой расчет каскадной холодильной машины состоит из расчетов машин нижней и верхней ветвей каскада, т. е. это расчет одно- или двухступенчатых машин, которые уже рассматривались ранее.
Наибольшую сложность вызывает определение р； и р?. Для упрощенного расчета двухкаскадной машины, при известных внешних источниках, определяются значения р® и и затем из условия примерного равенства отношений давлений в каскадах можно определить 偽 и 卩狂，задаваясь разностью температур 弋一宅工 5+10 ℃. При известной холодопроизводительности машины Qo и обязательном равенстве Qh = Q§ ведется дальнейший расчет машин нижнего и верхнего каскадов.
Для более точного расчета может быть рекомендована методика, изложенная в работе [7].
Г лава б
ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫОБЪЕМНОГО ПРИНЦИПА ДЕЙСТВИЯ
Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения газа или пара, являющихся рабочими веществами' компрессорных холодильных машин. Компрессор в значительной степени определяет - технико-экономические показатели производства и эксплуатации холодильных машин.-
По принципу действия компрессоры делятся на два
■ класса (или две группы):
компрессоры объемного принципа действия (компрессоры объемного действия). Рабочие органы машин этого класса засасывают определенный объем рабочего вещества, сжимают его благодаря уменьшению замкнутого объема и затем перемещают (нагнетают) в камеру нагнетания. Это машины дискретного действия, рабочие процессы в которых совершаются строго последовательно, повторяясь циклически. Объемные компрессоры условно можно также назвать машинами статического действия, поскольку перемещение рабочего вещества в процессе сжатия в них совершается сравнительно медленно;
компрессоры динамического принципа действия (компрессоры' динамического действия). В этих машинах рабочее вещество непрерывно перемещается («течет») через проточную часть компрессора, при этом кинетическая Э1>ергия потока преобразуется в потенциальную. Плотность в потоке рабочего вещества постепенно повышается от входа в машину к выходу. Это машины непрерывного действия.
По конструктивному признаку основных рабочих деталей компрессоры делятся на следующие типы:'
поршневые, винтовые, пластинчатые ротационные, ротационные, с катящимся поршнем и многие другие, основанные на объемном принципе действия;
лопаточные компрессорные машины,- к которым относятся: радиальные (центробежные), осевые и вихревые, основанные на динамическом принципе действия.
Условия работы холодильных компрессоров отличаются от условий работы общепромышленных (машин общего назначения), в том числе воздушных. Условия работы холодильных компрессоров -характеризуются следующими особенностями:
из-за изменения внешних условий работы холодильной машины компрессор работает в широком диапазоне изменения давлений нагнетания и всасывания и большой разности этих давлений;
97974 П/р И. А. Сакува
97
97
многие рабочие вещества (например, хладоны) легко растворяются в смазочном масле, что оказывает существенное влияние на рабочие процессы в холодильном компрессоре (работающем со смазкой) и, как правило, снижает надежность подшипниковых узлов;
всасываемый в компрессор пар имеет низкую температуру и может содержать неиспарившиеся капли рабочего вещества;
рабочие процессы поршневого компрессора могут сопровождаться периодической конденсацией некоторого количества рабочего вещества на внутренних стенках цилиндра с последующим его испарением;
многие рабочие вещества (например, хладоны) обладают высокой степенью проницаемости не только через разъемы, но и через псрых чугунных отливок, в то же время утечки рабочего вещества в атмосферу, как и подсос воздуха в компрессор, совершенно недопустимы;
компрессоры холодильных машин работают с холодильными . агентами, имеющими большой диапазон изменения физических н химических свойств: плотности, вязкости, текучести, химической стойкости и активности.
Важной особенностью компрессоров объемного .принципа действия является возможность их работы на любых холодильных агентах без изменения конструкции. Эти компрессоры работают, как правило, при наличии масла в рабочем пространстве. Важной особенностью компрессоров динамического принципа действия является полное отсутствие масла в рабочем пространстве, так как они работают на холодгкчьном агенте, не содержащем масла.
К холодильным компрессорам предъявляются высокие требования, вытекающие из их роли и условий работы в составе холодильной машины. Основными из них являются:
высокая надежность и достаточный моторесурс работы основных узлов и компрессора в целом, обеспечивающего заданные режиму работы холодильной машины;'
высокая энергетическая эффективность в широком диапазоне изменения параметров работы компрессора ——перепада и степени повышения давлений, а также производительности;
возможность полной автоматизации работы компрессора и надежная эксплуатация его без обслуживающего персонала;
высокая степень герметизации;
низкие скорости движения пара в клапанах и трактах компрес- 1 соров, работающих с холодильными агентами;
технологичность конструкций, высокая степень унификации деталей и узлов компрессора, доступность материалов для их изготовления, малая матер иалоемкость;'
низкий уровень шума и механической вибрации.
Выбор того или иного типа компрессора зависит от условий работы, требуемой холодопроизводительности н свойств холодильного агента. Научно обоснованный выбор производится только 一 на основе технико-экономического расчета.
В справочной литературе по холодильной технике [45, 46] даются достаточно подробные рекомендации по этим вопросам.
§ 5Л. Поршневые компрессоры
Теоретический объемный компрессор. Рабочие процессы. Рабочие процессы, происходящие в теоретических объемных компрессорах, в сущности своей одинаковы. Наиболее наглядно .они могут быть проанализированы на примере поршневого компрессора. Основными элементами поршневого компрессора являются: цилиндр, поршень, всасывающий и нагнетательный клапаны ——рис. 5.1.
Возвратно-поступательное движение поршня в сочетании с работой клапанной группы обеспечивает протекание следующих ра
бочих процессов: всасывания, сжатия и нагнетания. Совокупность этих процессов составляет рабочий цикл компрессора, повторяющийся при каждом обороте коленчатого вала. Рабочий цикл компрессора не является термодинамическим круговым циклом, так как процессы всасывания и нагнетания проходят с переменной массой рабочего вещества, и только процесс сжатия может быть описан уравнениями дермодинамики постоянной массы.
Рабочие процессы компрессора удобно рассматривать в так называемой индикаторной диаграмме, показывающей зависимость давления сжимаемой
среды от переменной величины
ее объема в цилиндре или, что то же самое, от хода поршня^ Индикаторная диаграмма теоретического ■ компрессора /——2—— 3——4 показана на рис* 5.L По вышеуказанным причинам индикаторная диаграмма не является термодинамической диаграммой.
При движении поршня слева направо происходит процесс всасывания 4——1 при полностью открытом всасывающем клапане. В точке У, соответствующей, правому мертвому положению поршня, всасывающий клапан закрывается, и при обратном движении поршня происходит процесс сжатия пара 1——2. В точке 2 открывается нагнетательный клапан • и осуществляется процесс нагнетания 2——3, в конце которого нагнетательный клапан
закрывается.
При анализе рабочих процессов условились считать работу, подводимую к сжимаемой среде, положительной, а возвращаемую ею —— отрицательной. С учетом этого работу компрессора 厶^, затрачиваемую на сжатие V (м3) пара от давления рх до давления р2»
можно представить как алгебраическую сумму трех работ: всасывания 丄в, сжатия Lcjk и нагнетания 丄導
L =—厶 + ^сж + Lr・(5.1)
Из выражения (5.1) следует два важных вывода: 1) работа компрессора в общем случае не равна работе сжатия; 2) работа компрессора при прочих равных условиях определяется характером термодинамического процесса сжатия.
Работу в механическом процессе всасывания 4——/ можно представить как произведение силы 內尸(尸一площадь поршня) на соответствующий ход поршня S, т. е. L^ = pjS. Из рис. 5.1 видно, что произведение FS — есть объем цилиндра 匕，поэтому
3 =厶匕.(5.2)
Аналогично для работы нагнетания можно написать
書=% %._ (5.3)
Для определения работы сжатия в процессе 7—2 выделим элементарный процесс и запишем для него работу как произведение —р dV (рис. 5.1). Знак минус обусловлен тем, что в процессе /—2 объем сжимаемого пара уменьшается. Работа сжатия равна сумме работ элементарных процессов
2I
^сж = ^ — pdV = ^ рdV.(5.4)
12
Работа компрессора
1
LK = -p^ + \pdV俗・5)
2
Обратим внимание на тот факт, что работа каждого из трех процессов в V——р-диаграмме эквивалентна площади под соответствующим процессом, т. е. работа компрессора пропорциональна > сумме площадей 2——3——4Г—2' и /——2——2'——/' за вычетом площади 1—4—4'—Г. В результате работа компрессора в масштабе диаграммы V—р выражается площадью /—2—3—4, поэтому можно записать
2
LK=[vdp.(5.6)
Работа сжатия (5.4) и работа компрессора (5.6) получены для G (кг) пара или для V (м3) пара при давлении 夕工.Для 1 кг пара будем иметь:
21
/н = /°&"; /сж — J Р du.(5.7); (5.8)
12
С другой стороны, при отводе теплоты работа компрессора может быть найдена из уравнения первого начала термодинамики в диф-
2
ференциальной форме dq = di ——и dp, откуда lK ~ \ v dp =t
22
₽= J d, — J dq *
Подставив dq = T ds, окончательно получим 2
4 =仇一幻一Jfds.(5.9)
.
Уравнение (5.9) имеет важное теоретическое и практическое значение, так как оно, во-первых, позволяет определить работу любого тапа компрессора при любых термодинамических процессах сжатия, во-вторых, оно справедливо для сжимаемых сред, подчиняющихся законам как идеальных, так и реальных газов.
Работа компрессора при различных термодинамических процессах сжатия. Анализ выражений (5.5) и (5.7) показывает, что работа теоретического компрессора определяется следующими факторами: 1) величинами начального и конечного давлений р、и 〃； 2) термодинамическими свойствами сжимаемой' среды; 3) термодинамическим характером процесса сжатия.■
Рассмотрим влияние на работу компрессора характера процесса сжатия. Для интегрирования выражения (5.7) необходимо знать аналитическую зависимость между давлением и удельным объемом в процессе сжатия при постоянной массе рабочего вещества. Связь между этими величинами для любого термодинамического процесса сжатия выражается уравнением
pvn = const,(5.10)
где и ——показатель политропы процесса сжатия.
В зависимости от термодинамического характера различают изотермический, адиабатный и политропный процессы сжатия.
Изотермический процесс сжатия происходит при постоянной начальной температуре ^ = const. Обратимый изотермический процесс требует для своего осуществления отвода теплоты от сжимаемой среды к внешнему источнику с температурой 7\. Показатель изотермы определяется выражением п7 = н (—v/p) (dp/dv)T..
При сжатии идеального газа р№ = р2и2, иг = 1 и работа компрессора равна работе сжатия, т.е“
1
vdp — pdv.(5.11)
Интегрируя выражение (5.11) с использованием уравнения состояния для идеального таза ри = RT, получим
/к ⑺=/«к ⑺=R7\ In他/川=R7\ In(S勿2).(5.12)
101
В индикаторной диаграмме (рис. 5.1) изотерма 7—5 имеет наиболее пологий характер, поэтому работа компрессора будет наименьшей.
Рис. 52 Работа компрессора при изотермическом процессе сжатияРис. 52 Работа компрессора при изотермическом процессе сжатияВыражение (5.9) позволяет проанализировать работу компрессора в термодинамических диаграммах состояния, например в координатах s——Т ——рис. 5.2. Отметим, что процессы всасывания и нагнетания в диаграммах состояния изобразить нельзя, так как они проходят с переменной массой и при постоянных давлении и температуре. На рисунке 5.2 разность энтальпий % — & эквивалентна площади /——Г——Ъ——с, выражающей количество теплоты в изобарном процессе /——Гt Второй член уравнения (5.9) для изотермического сжатия будет иметь вид: ^Т ds = =7\ ⑶—sj, он численно эквивалентен площади /——2——а——с. С учетом знаков обоих членов уравнения (5.9) работа компрессора эквивалентна площади /——2——а— b——Г t Для идеального газа линия постоянной энтальпии совпадает с изотермой н работа компрессора
Рис. 52 Работа компрессора при изотермическом процессе сжатия
Рис. 52 Работа компрессора при изотермическом процессе сжатия
выражается площадью 1—2——а~с, т. е. возрастает на величину площади под процессом 1—Г.
Адиабатный процесс,сжат и я в компрессоре происходит без теплообмена с внешними источниками теплоты, т. е. для такого процесса dq =0. Обратимый адиабатный процесс является изоэнтропным, так как для него справедливы равенства dq = =Т ds = 0 и ds = 0. Показатель изоэнтропы процесса ' k = =(——v/p) (dp/dv)s является величиной переменной, поэтому в практических расчетах часто используют его среднее значение в заданном интервале изменения параметров состояния сжимаемой среды. В этом случае интегрирование выражения (5.7) приводит к результату
[(告)("一1](5/3)
или для идеального газа
L等叫册广七斗L等叫册广七斗.(5.14).(5.14)
L等叫册广七斗
L等叫册广七斗
.(5.14)
.(5.14)
Другое выражение для адиабатной работы компрессора вытекает из равенства (5.9)
'к а式=，2 — h- (5.15)
Эта работа эквивалентна площади 2——2 ——b——с на рис. 5.3 для реального газа и увеличивается на величину площади под процессом 2'——3’ для идеального газа.
Работа компрессора при политропном п р оцес с е сжатия определяется выражением (5,13)? в которое вместо показа- 102
теля адиабаты 々 входит показатель политропы п. При отводе теплоты от сжимаемой среды к внешнему источнику будет иметь место соотношение п <Z k и процесс сжатия отклоняется влево от адиабаты —— линия /——2' на рис. 5.4. В этом случае оба члена правой части равенства (5.9) положительны и выражаются соответственно площадями 2'—5—а—b и /—2'—b—с, а работа эквивалентна площади 7——2’——5——а——с. На практике процесс сжатия с отводом теплоты имеет место в компрессорах с водяным охлаждением цилиндра.
Рис. 5.4. Работа компрессора при политропном процессе сжатияРис. 5.4. Работа компрессора при политропном процессе сжатияРис 5.3. Работа компрессора при изо- энтропном процессе сжатияРис 5.3. Работа компрессора при изо- энтропном процессе сжатияПри подводе теплоты извне п > k и. процесс сжатия отклоняется влраво.от адиабаты ——линия /——2 на рис, 5.4. Здесь для получения работы компрессора из площади 2——5——а——d, соответствующей разности энтальпий，2—，i，следует вычесть площадь 2——/——с——d, соответствующую количеству подведенной теп-
Рис. 5.4. Работа компрессора при политропном процессе сжатия
Рис. 5.4. Работа компрессора при политропном процессе сжатия
Рис 5.3. Работа компрессора при изо- энтропном процессе сжатия
Рис 5.3. Работа компрессора при изо- энтропном процессе сжатия
2
лоты J Т ds. В результате получим площадь 2—5—а—с—/, из чего 1 -
можно заключить, что подвод теплоты лишен практического смысла, так как кроме затраты теплоты увеличивается и работа сжатия по сравнению с адиабатным процессом.
На практике процесс сжатия может отклоняться вправо от адиабаты по другой причине ——от наличия внутреннего трения сжимаемой среды и трения среды об элементы конструкции компрессора. На преодоление этого трения расходуется дополнительная энергия, которая в конечном счете превращается в теплоту, поглощаемую сжимаемой средой. В этом случае работа компрессора выражается площадью 2—5—а—d.
Производительность и мощность. Одним из основных технических показателей компрессора является объемная или массовая производительность. Под объемной производительностью понимают объем сжимаемого пара при условиях всасывания, проходящий через компрессор в единицу времени. Для теоретического поршневого компрессора эта величина имеет и другое название — теоретический объем, описанный поршнями компрессора. Он представляет собой объем, * освобождаемый поршнями компрессора в единицу времени,
для поступления всасываемого пара. Теоретический объем, описанный поршнями Ут, определяется в зависимости от геометрических параметров и частоты вращения коленчатого вала. Для поршневого компрессораУт = Sin, (5.16)для поступления всасываемого пара. Теоретический объем, описанный поршнями Ут, определяется в зависимости от геометрических параметров и частоты вращения коленчатого вала. Для поршневого компрессораУт = Sin, (5.16)Где D — диаметр цилиндра, м; S ——ход поршня, м; j — число ци-Где D — диаметр цилиндра, м; S ——ход поршня, м; j — число ци-линдров; п — частота вращения коленчатого вала, с*"1.Массовая производительность (кг/с) GT = Ут/ui，где и — удель- "-пара, м3/кг.Использовав уравнение pu = zRT,линдров; п — частота вращения коленчатого вала, с*"1.Массовая производительность (кг/с) GT = Ут/ui，где и — удель- "-пара, м3/кг.Использовав уравнение pu = zRT,ный объем всасываемогоный объем всасываемогоРис. 5.5. Определение среднегоРис. 5.5. Определение среднегоиндикаторного давления по дикаторной диаграммеиндикаторного давления по дикаторной диаграммеполучимоt =①получимоt =①(5.17)(5.17)ии-ии-где z — коэффициент сжимаемости; R ——газовая постоянная, Дж/(кг- К); 7\ — температура всасывания, К; Pi ——давление всасывания, Па.Выражение (5.17) показывает, что > массовая производительность теоретического компрессора пропорциональна давлению всасывания и негде z — коэффициент сжимаемости; R ——газовая постоянная, Дж/(кг- К); 7\ — температура всасывания, К; Pi ——давление всасывания, Па.Выражение (5.17) показывает, что > массовая производительность теоретического компрессора пропорциональна давлению всасывания и независит от давления нагнетания.Ранее были рассмотрены способы определения удельной работы компрессора /к для различных процессов сжатия. Наиболее общим случаем является работа компрессора с политропным процессом - сжатия, характеризуемым показателем политропы п. Подчеркнем, что это условный, постоянный показатель политропы, определяемый по конечным параметрам процесса сжатия. Имея /Б и G^, нетрудно определить мощность теоретического компрессора 一зависит от давления нагнетания.Ранее были рассмотрены способы определения удельной работы компрессора /к для различных процессов сжатия. Наиболее общим случаем является работа компрессора с политропным процессом - сжатия, характеризуемым показателем политропы п. Подчеркнем, что это условный, постоянный показатель политропы, определяемый по конечным параметрам процесса сжатия. Имея /Б и G^, нетрудно определить мощность теоретического компрессора 一(5.18)(5.18)
для поступления всасываемого пара. Теоретический объем, описанный поршнями Ут, определяется в зависимости от геометрических параметров и частоты вращения коленчатого вала. Для поршневого компрессора
Ут = Sin, (5.16)
для поступления всасываемого пара. Теоретический объем, описанный поршнями Ут, определяется в зависимости от геометрических параметров и частоты вращения коленчатого вала. Для поршневого компрессора
Ут = Sin, (5.16)
Где D — диаметр цилиндра, м; S ——ход поршня, м; j — число ци-
Где D — диаметр цилиндра, м; S ——ход поршня, м; j — число ци-
линдров; п — частота вращения коленчатого вала, с*"1.
Массовая производительность (кг/с) GT = Ут/ui，где и — удель- "-пара, м3/кг.
Использовав уравнение pu = zRT,
линдров; п — частота вращения коленчатого вала, с*"1.
Массовая производительность (кг/с) GT = Ут/ui，где и — удель- "-пара, м3/кг.
Использовав уравнение pu = zRT,
ный объем всасываемого
ный объем всасываемого
Рис. 5.5. Определение среднего
Рис. 5.5. Определение среднего
индикаторного давления по дикаторной диаграмме
индикаторного давления по дикаторной диаграмме
получим
оt =①
получим
оt =①
(5.17)
(5.17)
ии-
ии-
где z — коэффициент сжимаемости; R ——газовая постоянная, Дж/(кг- К); 7\ — температура всасывания, К; Pi ——давление всасывания, Па.
Выражение (5.17) показывает, что > массовая производительность теоретического компрессора пропорциональна давлению всасывания и не
где z — коэффициент сжимаемости; R ——газовая постоянная, Дж/(кг- К); 7\ — температура всасывания, К; Pi ——давление всасывания, Па.
Выражение (5.17) показывает, что > массовая производительность теоретического компрессора пропорциональна давлению всасывания и не
зависит от давления нагнетания.
Ранее были рассмотрены способы определения удельной работы компрессора /к для различных процессов сжатия. Наиболее общим случаем является работа компрессора с политропным процессом - сжатия, характеризуемым показателем политропы п. Подчеркнем, что это условный, постоянный показатель политропы, определяемый по конечным параметрам процесса сжатия. Имея /Б и G^, нетрудно определить мощность теоретического компрессора 一
зависит от давления нагнетания.
Ранее были рассмотрены способы определения удельной работы компрессора /к для различных процессов сжатия. Наиболее общим случаем является работа компрессора с политропным процессом - сжатия, характеризуемым показателем политропы п. Подчеркнем, что это условный, постоянный показатель политропы, определяемый по конечным параметрам процесса сжатия. Имея /Б и G^, нетрудно определить мощность теоретического компрессора 一
(5.18)
(5.18)
Рассмотрим важный в теории объемных компрессоров метод определения мощности по индикаторной диаграмме.
На рис. 5.5 показана индикаторная диаграмма теоретического объемного компрессора /—2—3—4 в координатах ход поршня —' давление. Эта диаграмма сохранится и в том случае, если по оси абсцисс в соответствующем масштабе откладывать объем цилиндра У, т. е. произведение хода поршня S на его площадь F. С учетом этого можно считать, что площадь диаграммы эквивалентна индикаторной работе Lh т. е. работе компрессора за один оборот коленчатого вала,
& =力恤加/, - (5.19) где fi — площадь индикаторной диаграммы, мм2; 恤一масштаб по оси S, м/мм; тр — масштаб по оси р, Па/мм;尸一 площадь поршня, м2.
Заменим площадь индикаторной диаграммы 1—2—3—4 равновеликой площадью прямоугольника /——а——Ъ——4, основанием которого является ход поршня S. Высота прямоугольника Л называется средним теоретическим индикаторным давлением р〃. Другими словами, среднее индикаторное давление ——это условное постоянное давле* ние в цилиндре, преодолевая которое на пути, равном ходу поршня, последний совершает такую же работу, как и рассчитанную по данной индикаторной диаграмме.
Уравнение (5.19) с учетом того, что 厶—Sht будет иметь вид: Li = SmshmpF. Произведение SmsF выражает объем цилиндра Vu а произведение hmp — среднее индика-
торное давление pi т. Таким образом,
Li = ViPi т・
(5.20)
Из уравнения (5.20) следует, что среднее индикаторное давление выражает работу, необходимую для сжатия 1 м3 "пара. На зтом основании можно написать
川 Т Н 也.
(5-21)
Умножив обе части
на частоту вращения
уравнения (5.20)
коленчатого вала п,
2 p^consi
Рис. 5.6. Зависимость индикаторной работы от давления всасывания '
с учетом (5.16) получим выражение для индикаторной мощности теоретического компрессора
.NТ и22 РItVт •
Из уравнения (5.22) следует,
(5.22)
что чис-
ленное значение среднего индикаторного давления можно считать мощностью,
приходящейся на единицу
теоретического объема, описанного поршнем компрессора, т. е, на 1 .M3/c.
Рассмотрим, как изменяется индикаторная работа и мощность компрессора в зависимости от давления всасывания при постоянном давлении нагнетания р2 — рис. 5.6. Из рисунка видно, что при давлениях всасывания, близких или, наоборот, далеких от давления 02, индикаторная работа сравнительно мала и выражается соответственно площадями с горизонтальной и вертикальной штриховками. При определенном давлении р】работа имеет максимальное значение, которому соответствует площадь диаграммы I—2—3—4. Определим отношение давлений л = р』р〔 соответствующее максимальной работе, для случая адиабатного сжатия с постоянным показателем k. Разделив обе части уравнения (5.13) на 力，с учетом (5.21) получим
…告（集）i-小
Приравняв нулю производную dpt a/dpu получим значение л, соответствующее максимальному значению 仍&
h=胪/但一1). (5.23)
Холодильные агенты аммиак, хладоны R12, R22 имеют табличные значения показателей адиабаты соответственно 1,3; 1,14; 1,2. Отношения давлений по формуле (5.23) имеют значения 3,117; 2,906; 2,986. Отсюда можно заключить, что при принятых допущениях максимальная мощность компрессора имеет место в режимах с отношением внешних давлений, равным примерно 3.
Действительный поршневой компрессор. Отличие действительных рабочих процессов от теоретических. В реальном компрессоре действует ряд конструктивных и функциональных факторов, приводящих в конечном итоге к снижению производительности и экономичности действительного компрессора по сравнению с теоретическим. Рассмотрим основные из этих факторов.
Наличие мертвого пространства. В действительном компрессоре объем цилиндра больше объема, описанного поршнем за один ход, на величину так называемого мертвого пространства, т. е. на величину того объема, откуда пар не может быть вытеснен при достижении поршнем мертвой точки в конце процесса нагнетания. Различают линейное и объемное мертвое пространство. Линейное мертвое пространство — это зазор (мм) между днищем поршня в верхней мертвой точке (для вертикального компрессора простого действия) и клапанной плитой. Этот зазор предусматривается для компенсации температурного расширения деталей компрессора в процессе его работы. Объемное мертвое пространство складывается из следующих объемов: 1) части объема цилиндра высотой, равной линейному мертвому пространству; 2) кольцевого объема между стенками поршня и цилиндра высотой, равной расстоянию от днища поршня до первого уплотнительного кольца; 3) объема в каналах клапанов, обращенных с одной стороны в цилиндр и ограниченных с другой стороны запорными органами в закрытом состоянии.
При обратном движении поршня процесс всасывания начинается только после того, как сжатый пар, оставшийся в мертвом пространстве, расширится и понизит свое давление до давления всасывания. Этот процесс происходит на некоторой части хода поршня н называется процессом обратного расширения. Таким образом, наличие мертвого пространства уменьшает объемную производительность действительного компрессора.
Гидравлические потери. Во всасывающем и нагнетательном трактах, включая клапаны, имеют место потери давления пара, что приводит к снижению объемных и энергетических коэффициентов компрессора. ㈠
Подогрев пара. На участке от всасывающего патрубка до цилиндра компрессора происходит повышение температуры поступающего пара и, как следствие, уменьшение массовой производительности компрессора.
Теплообмен в цилиндре. В процессах сжатия и обратного расширения между паром и стенками цилиндра и поршня имеет место теплообмен различной направленности и интенсивности. В результате этого показатели политроп в этих процессах имеют переменные значения, а эффективность работы компрессора снижается.
Пульсация давлений. Поршневой компрессор является машиной периодического действия, поэтому во всасывающей и нагнетательной полостях давление меняется с определенной частотой и амплитудой. Это явление, называемое пульсацией давлений, увеличи-
Рис. 5.7. Действительная индикаторная диаграмма
вает мощность привода компрессора, но в некоторых случаях повышает действительную производительность по сравнению с теоретической.
Перетечки. В процессе работы компрессора имеют место пере- течки пара через различные конструктивные зазоры: в разъемах поршневых колец； в зазорах между поршнем и поршневыми кольцами и стенками цилиндра; через неплотности в клапанах и др.
Трение. Часть энергии привода действительного компрессора расходуется на преодоление трения в механических парах.
Влияние большей части перечисленных факторов отражается на действительной индикаторной диаграмме, которая позволяет провести качественный и количественный анализ действительных рабочих процессов.
Действительные рабочие процессы существенно отличаются от теоретических. Это наглядно показывает сравнение индикаторных диаграмм теоретического (а——b—c——d) и действительного (Г——2'— 3‘一4') компрессоров (рис. 5.7). Процесс всасывания 4'—Г проходит при переменном давлении более низком, чем давление во всасывающем патрубке рв = р「Точки 4' и Г соответствуют началу открытия
и полному закрытию всасывающего клапана. Разность давлений во всасывающем патрубке и в цилиндре в процессе 4'—Г вызвана сопротивлением движению пара на пути между ними, а переменная величина этой разности обусловлена двумя обстоятельствами: во- первых, изменением степени открытия всасывающего клапана; во- вторых, изменением скорости пара в нем из-за переменной скорости поршня. Разность давлений в патрубке ^в и в начале сжатия называется депрессией на всасывании Арв.
Аналогичная картина наблюдается и в процессе нагнетания 2'—3'. Здесь моменту открытия нагнетательного клапана соответствует точка 2'. Из-за малого проходного сечения щели давление продолжает возрастать и после начала открытия клапана. После достижения
Рис. 5.8. Индикаторная диаграм-, ма при запаздывании закрытия всасывающего и нагнетательного клапановРис. 5.8. Индикаторная диаграм-, ма при запаздывании закрытия всасывающего и нагнетательного клапановРнЬ. 5.9 Индикаторная диаграмма при преждевременном закрытии всасывающего и нагнетательного клапановРнЬ. 5.9 Индикаторная диаграмма при преждевременном закрытии всасывающего и нагнетательного клапанов
Рис. 5.8. Индикаторная диаграм-, ма при запаздывании закрытия всасывающего и нагнетательного клапанов
Рис. 5.8. Индикаторная диаграм-, ма при запаздывании закрытия всасывающего и нагнетательного клапанов
РнЬ. 5.9 Индикаторная диаграмма при преждевременном закрытии всасывающего и нагнетательного клапанов
РнЬ. 5.9 Индикаторная диаграмма при преждевременном закрытии всасывающего и нагнетательного клапанов
максимума давление перед клапаном падает, но в конце нагнетания
продолжает еще оставаться выше, чем давление-в нагнетательном
патрубке. Разность конечного давления р； в точке 31 и давления р?工 рн называется депрессией на нагнетании.
Действительная индикаторная диаграмма отражает также техническое состояние важных узлов и деталей компрессора. Например, нормально работающие клапаны должны закрываться в мертвых * точках — штриховые линии на рис. 5.8 и 5.9. При запаздывании закрытия обоих клапанов (например, из-за слабых пружин) начальные участки линий сжатия и обратного расширения будут близки к горизонтальным (рис. 5.8). Такой же эффект даст и неплотное закрытие клапанов. При излишне сильных пружинах клапанов по
следние закрываются преждевременно: сжатие будет начинаться при пониженном, а обратное расширение ——при повышенном давлениях (рис. 5.9).
Реальные факторы, в том числе и техническое состояние некото
рых узлов и деталей, приводят, как отмечалось, к снижению эффективности работы действительного компрессора. Определение действительных значений производительности и мощности необходимо как при разработке новых, так и при переводе существующих конструкций компрессоров с одного режима работы на другой.
Производительность. Количественным показателем уменьшения действительной производительности Уд по сравнению с теоретиче-
дачи Xдачи X(5-24)(5-24)ским объемом, описанным поршнем 匕，служит коэффициент по
дачи X
дачи X
(5-24)
(5-24)
% = ХУТ.
Разделив обе части этого равенства на удельный объем пара при давлении и температуре во всасывающем патрубке 少^, для действительной массовой производительности получим
Gan = &Gt・ (5.25)
Для удобства анализа и расчета коэффициент подачи условно представляют в виде произведения отдельных сомножителей, каждый из которых оценивает уменьшение производительности от действия соответствующего ему . фактора
% = М'(5.26)
Объемный коэффициент 儿 и коэффициент дросселирования 九⑪ могут быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому их произведение А? = ^с^др называют индикаторным объемным коэффициентом. Коэффициенты подогрева Xw и плотности Хпл не могут быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому их иногда называют коэффиц иен там и скрытых потерь.
Объемный коэффициент определяется отношением (см. рис. 5.7)
儿-修(1.(5.27)
、Объем 『 можно представить в виде 片 二 УК1 + 匕一匕. Мертвое пространство 几 можно вьфазить через его относительную величину с. Ес — ^Vki- Относительное мертвое пространство для большей части современных компрессоров составляет 3——5 %, а в специальных конструкциях компрессоров, например низкотем- пературных, оно может быть уменьшено до 1,5—2 %.
Объем 厂4 определяется из уравнения политропы обратного расширения 3'——4 с показателем 拄卩 и с учетом того, что Уз，= Vc — cVKit
九=W融(加加J公.
Подстановка значений 匕 н 匕 в уравнение (5.27) -дает
入 М 吸1 + ”К1 — cPki (рн/р1)"”Р
Объемный коэффициент с учетом того, что р；=川 + Арн
■ 儿=1—с К^^)”"Р— 1].(5.28)
По экспериментальным данным, для аммиачных компрессоров % =0,95+1,1, а для фреоновых пр =0,9+1,05 [56]. Эти цифры показывают, что для практических расчетов можно принять пр ^ 1 И.^оэффициент 入© определять по, формуле
… 入с = 1 — с 1(р2 + Арн)/Р1 —11- (5.29)
Из выражения (5.28) следует, что коэффициент 九,зависит от относительной величины мертвого пространства, отношения давлений Рн/р1 и показателя политропы обратного расширения пр.
Наличие депрессии на всасывании приводит к тому, что перед началом сжатия пар в цилиндре имеет давление р£ меньшее, чем давление во всасывающем патрубке рв. Эти давления сравниваются (точка /) после того, как поршень пройдет часть хода сжатия. Объем цилиндра на «потерянной» части хода сжатия и составляет потерю производительности от депрессии на всасывании.
Коэффициент дросселирования определяется соотношением Л-дР = =,7，. Обозначив У — V" ~ АЙ, можно записать
九др(，— АУ)/『=1 — А力，.(5.30)
Кроме того, А7 может быть представлена разностью ； j aР =%一 %,4
где Уц ——полный объем цилиндра; Vi — объем цилиндра при положении поршня в точке 1.
С ничтожно малой погрешностью можно считать, что на участке /—Г происходит изотермическое сжатие идеального газа. Тогда рвУц = Р1У1， откуда У】= V宓』р\. Подставив полученное значение V\ в выражение для А К получим
ay =乙一几爲伤=九(1+e) (I 一爲/p)
Подстановка АР в уравнение (5.30) приводит к результату
В современных поршневых компрессорах коэффициент % имеет довольно высокие значения (0,95—1). При расчете новых конструкций рекомендуется принимать Хдр = 1. Для обеспечения 入曜「弋 Г необходимо правильно выбрать скорость пара в клапане и характеристику упругого элемента запорного органа. Скорость пара выбирается по условию c^Ja = 0,25. Здесь с^^ ——условная скорость пара в клапане, а — скорость звука в паре при условиях всасывания. Упругий элемент всасывающего клапана рассчитывают по условию открытия запорного органа при разности давлений не более 4 кПа [451.
Большое влияние на коэффициент Хдр оказывает пульсация давления на стороне всасывания компрессора. Это вызывает волновые явления и может быть причиной того, что давление перед всасывающим клапаном окажется выше, чем перед компрессором (динамический наддув), при этом Хдр становится больше единицы (1,01 —— 1,03). Амплитуда колебания давления достигает максимума при резонансе, когда частота собственных колебаний столба пара во всасывающем канале совпадает с частотой колебаний поршня.
Индикаторный коэффициент подачи
左=%Лдр =『片/(匕аМ) = М7Ка・
IС учетом выражений (5.29) и (5.31) индикаторный коэффициент подачи равен
(5.32)(5.32)九.=内一а"b _ e ( & + мh _ "i - Mb、
(5.32)
(5.32)
1 — ~Pi卜 PiS *
Рис. 5.10. Изменение состояния пара в процессе работы действительного компрессораРис. 5.10. Изменение состояния пара в процессе работы действительного компрессораКоэффициент подогрева kw оценивает уменьшение производительности компрессора от повышения температуры пара, заполняющего цилиндр, вследствие теплопритока от стенок всасывающей полости, деталей клапана и цилиндра. Это «скрытая» потеря, так как приведенный к давлению всасывания объем пара 片(см. рис. 5.7) сохраняется, но масса этого пара будет меньше из-за уменьшения плотности при повышенной температуре. Изменение термодинамического состояния пара под влиянием теплообмена в действительных рабочих процессах удобно рассмотреть в диаграмме s—Т (рис. 5,10). Для упрощения принято, что давление в точках 4， и /\ 2х и 3，попарно равны (см. рис. 5.7) и что давления кипения р0 и конденсации рк равны соответственно давлеь
Рис. 5.10. Изменение состояния пара в процессе работы действительного компрессора
Рис. 5.10. Изменение состояния пара в процессе работы действительного компрессора
счет смешения его ссчет смешения его сСостояние пара во всасывающем 丁 патрубке характеризуется точкой а и процесс а—b соответствует изо- энтропному сжатию в теоретическом компрессоре. Изменение состояния пара от всасывающего патрубка до входа в цилиндр можно условно представить происходящим в двух процессах: процессе дросселирования а——Л и изобарном нагреве А—В. Повышение температуры пара до Тс происходит за счет притока теплоты от стенок цилиндра, имеющих более высокую температуру, чем Тв. Наконец, температура поступающего в цилиндр пара повышается до Т^ ;
счет смешения его с
счет смешения его с
расширившимся из мертвого пространства. Понятно, что процессы В——С и С—Г происходят одновременно и разделение их носит условный характер.■
.Уменьшение производительности вызывается подогревом пара от стенок деталей (от「才 A。TJ Подогрев пара от смешения не влияет на производительность, так как изобарное смешение количеств газа с разной температурой не вызывает изменения их суммарного объема.
Процесс сжатия, начинающийся от точки Г, идет вначале с подводом, а затем с отводом теплоты, что определяется соотношением переменных температур сжимаемого пара и поверхностей соприкасающихся с ним деталей. Сжатие заканчивается при конечном давлении /?н — точка 2, Участок 2‘一3' характеризует возможное понижение темперэгуры пара в процессе нагнетания. В гачале процесса обратного расширения 3,—4，пар интенсивно отдает теплоту стенкам цилиндра, имеющим более низкую температуру. На этом участке показатель политропы больше показателя адиабаты. Остальная, большая часть процесса обратного расширения происходит при интенсивном подогреве пара, поэтому показатель политропы имеет низкое "значение.
- Численное значение коэффициента 九^ будет определяться, очевидно, отношением удельных объемов пара в состояниях 4 и С (см. рис. 5.10)
Применив уравнение для идеального газа, можно написат! Рв^л = RTa и р；% = RTc, следовательно,
линия) и со встроенным электродвигателем ПБ80 (штриховая) при работе их на хладоне R22. Ухудшение Х^ для компрессора ПБ80 объясняется дополнительным подогревом пара. за счет теплоты, выделяемой электродвигателем в количестве
Qy = ^э (1 —小)，
где % — мощность электродвигателя; % — КПД электродвигателя.
На рис. 5.12 даны коэффициенты Х^ для компрессоров с внешним приводом П110 и П220 при работе их на R717 и хладоне R22 [45]. Как видно из рисунка, работа на аммиаке R717 характеризуется более низкими значениями \w. Причиной этого является более интенсивный подвод теплоты к парам аммиака из-за более высокого значения R и более высоких температур нагнетания по сравнению с хладонами.
В настоящее время отсутствуют достаточно надежные расчетные зависимости： позволяющие определять 入勿 для всего многообразия конструкций поршневых компрессоров. В первом приближении можно воспользоваться формулой, полученной для вертикальных 彳 аммиачных компрессоров и учитывающей потери от подогрева и ； непло7ностей 130 ],
^ш = TJT^(5:33) ?
где То, Тк — температуры кипения и конденсации, К.j
В общем случае утечки через неплотности оцениваются коэффп- циентом плотности 入口口, который для современных высокооборотных 112
компрессоров находится в пределах 0,99—0,95 при изменении величины я от 2 до 10.
После того, как расчетным путем или по экспериментальным данным для однотипных компрессоров определены коэффициенты, учитывающие отдельные объемные потери, можно определить коэффициент подачи компрессора по формуле (5.26). На рис. 5.13 показана зависимость коэффициента подачи от отношения давлений для компрессоров П110 и П220 при работе на R22 и R717, а на рис. 5.14 — для низкотемпературного компрессора ФУС12 при работе на R22
Рис. 5.13. Коэффициент по- , Рис. 5.14. Коэффициент подачи низкотемпе- дачи компрессоров П110 иратурного компрессора ФУС12
П220
• (5.34)• (5.34)ность компрессора, если известны его описанный объем и термодинамические параметры цикла работы холодильной машины,
• (5.34)
• (5.34)
Qo ~ 入匕9（）/ul
где 7о ——удельная холодопроизводительность рабочего вещества, кДж/кг; Ui —— удельный объем пара во всасывающем патрубке компрессора,
Холодопроизводительность компрессора является условной величиной, под которой понимают холодопроизводительность холодильной машины, в составе которой данный компрессор обеспечивает массовую производи ельность холодильного агента
Сад =九 Уд/%
Из выражения (5.34) видно, что холодопроизводительность компрессора зависит Не только от его размеров и технического состояния, но и от термодинамических условий работы холодильной ма- • шины и вида рабочего вещества. Для определения показателей поршневых компрессоров, сравнения их между собой, а также для их испытания нормативными документами установлены специфи- ;.*кацио1шый и информационный режимы в высоко-, средне- и низко- 'температурном диапазонах температур кипения. Например, для R12 и R22 среднетемпературный спецификационный режим харак- теризуечся следующими параметрами: температурой кипения /0 — = ——16 ℃; температурой конденсации /н 30 ℃; температурой
всасывания 厶=20 ℃; температурой перед регулирующим вентилем "=25 ℃ [45].
Мощность. Работе компрессора с действительными процессами сжатия, нагнетания, обратного расширения и всасывания соответствует индикаторная мощность 2力 Эта мощность определяется по действительной индикаторной диаграмме
М = 〃"т, (5.35)
где Pi ——среднее индикаторное давление.
Для оценки энергетического совершенства всех действительных рабочих процессов компрессора вводится понятие изоэнтропной мощности ,
Na网=Ga«Aia =入匕厶厶/先 (5.36)
В формуле (5.36) Aia является разностью конечной и начальной .энтальпий' изоэнтропного процесса сжатия —— линия q——b на рис. 5.7 и 5.10. Здесь точка q соответствует состоянию пара во всасывающем патрубке, а точка Ъ находится на пересечении линий sa = const м Рн = Рн = const (см. рис. 5.10).
К валу компрессора подводится эффективная мощность Ne, большая, чем ^^ на величину мощности трения ^Tp> расходуемой на преодоление трения в механических парах
Ne = Ni*N、① (5.37)
Мощность трения зависит от ряда факторов, в том числе от конструкции компрессора, от вязкости, а следовательно, и от температуры масла в картере, от частоты вращения вала, от отношения давлений всасывания и нагнетания.
Каждому типу масла соответствует определенная температура, при которой мощность трения минимальна. Для масел с исходной вязкостью (6+30) 10-6 м2/с эта температура находится в пределах 70—100 ℃ [45 L Дальнейшее повышение температуры масла может привести к резкому снижению его вязкости и к ухудшению условий смазывания. На практике мощность трения часто определяют как произведение Мр = ртр Ут, где /?тр — опытный коэффициент, называемый давлением трения.
По результатам испытаний прямоточных компрессоров средней производительности, проведенных в ЛТИХП, среднее значение давления трения составляет 0,083 МПа, причем при повышении л = р，рв от 2 до 8 значение /?тр уменьшалось от 0,089 МПа до 0,078 МПа.
С увеличением частоты вращения вала мощность трения в различных узлах компрессора изменяется неодинаково, но в целом она возрастает по степенной зависимости с показателями степени 1,5—2. Это свидетельствует о том, что с повышением частоты вращения возрастает также давление трения 卩丁卩.
Оценка энергетического совершенства работы компрессора производится с помощью энергетических КПД: индикаторного, механического и эффективного соответственно
1Ъ = М"М； Пм = М/М；小="ад/М・ (5.38) — (5.386)
Очевидно, ЧТО Пе = Л/Лм-
Мощность, подводимая к электродвигателю компрессора, рассчитывается с учетом КПД передачи т]цер и двигателя цэ
, NAf е/Лпер Лз-
ОДНИМ из важных вопросов в теории поршневого, компрессора является взаимосвязь между объемными и энергетическими коэффициентами. Отметим, что в выражении (5.36) отношение А%/" является теоретическим средним индикаторным- давлением р»т. Тогда с учетом (5.35), (5.36) и (5.38), получим
产可 入匹:(5.39)
Отношение p^lpi можно заменить отношением площадей теоретической и действительной индикаторных диаграмм (см. рис. 5.7). На этом рисунке знаком «+» обозначены избыточные, а знаком «—» недостающие площадки действительной индикаторной диаграммы по отношению к теоретической. Величины этих площадей зависят от степени отклонения отдельных рабочих процессов действительного компрессора от рабочих процессов теоретического. Отношение pilp^ называют коэффициентом индикаторного давления pf. Тогда выражение (5.39) можно записать в виде
Пг =入/Pi・
Рис. 5.15. Энергетические коэффициенты поршневого компрессора средней пронз-'Рис. 5.15. Энергетические коэффициенты поршневого компрессора средней пронз-'водительности:R717;водительности:R717;R22R22Среднее значение коэффициента р才 колеблется в пределах 0,95— 1,05, поэтому для ориентировочных расчетов можно принять
Рис. 5.15. Энергетические коэффициенты поршневого компрессора средней пронз-'
Рис. 5.15. Энергетические коэффициенты поршневого компрессора средней пронз-'
водительности:
R717;
водительности:
R717;
R22
R22
/ в 九. (5.40)
Выражения (5.39) и (5.40) показывают, что с увеличением объемных потерь, например вследствие повышенного износа компрессора, снижается его энергетическая эффективность.
На рис. 5.15 показана зависимость энергетических коэффициентов компрессора средней производительности с открытым приводом от отношения внешних давлений л. Для компрессоров со встроенным электродвигателем наблюдается некоторое снижение коэффициентов rjz н П?，однако значения КПД 卞卜 близки для обоих вариантов. Это объясняется тем, что снижение объемных и энергетических коэффициентов бессальникового компрессора из-за повышенного подогрева пара от двигателя в значительной степени компенсируется более высокими значениями КПД электродвигателя, имеющего более интенсивное охлаждение, чем открытый электродвигатель.
При проектировании новых компрессоров значения энергетических КПД определяют, как правило, по опытным данным для однотипных машин. Для ориентировочной оценки индикаторного КПД можно рекомендовать эмпирическую формулу И. И. Левина
Ih =統十力Аь (5.41) где % — температура кипения с соответствующим знаком; b — ч)пытный коэффициент: b = 0,002 и b = 0,001 соответственно для аммиачных горизонтальных и вертикальных компрессоров; Ь = =0,0025 ——для хладоновых машин.
Xйракшеристики. Характеристиками поршневых компрессоров называкуг зависимости параметров Qo, М и ее от температур кипения и конденсации, а также коэффициентов X,幫厶“纟 от отношения давлений рн/рв.
Холодопроизводительность компрессора в соответствии с выражением (5.34) и с рис. 5.16 определяется так:
Рис. 5.16. Цикл работы холодильной машины /Рис. 5.16. Цикл работы холодильной машины /Qo = Сад (/]——，4)=入 1\ (/] 一 i；)/s —Qo = Сад (/]——，4)=入 1\ (/] 一 i；)/s —=入匕%.=入匕%.(5.42)(5.42)Исходя из выражения (5.38) рис. 5.16, эффективнуюИсходя из выражения (5.38) рис. 5.16, эффективнуюиимощностьмощностькомпрессора можем представить в виде •компрессора можем представить в виде •忆=忆=Gg «2а — »i)Gg «2а — »i)П/ПмП/Пм儿%『2a -%儿%『2a -%На основании формул (5.42) и (5.43) для эффективного дильного коэффициента компрессора получаемНа основании формул (5.42) и (5.43) для эффективного дильного коэффициента компрессора получаем(5.43) )холо-(5.43) )холо-
Рис. 5.16. Цикл работы холодильной машины /
Рис. 5.16. Цикл работы холодильной машины /
Qo = Сад (/]——，4)=入 1\ (/] 一 i；)/s —
Qo = Сад (/]——，4)=入 1\ (/] 一 i；)/s —
=入匕%.
=入匕%.
(5.42)
(5.42)
Исходя из выражения (5.38) рис. 5.16, эффективную
Исходя из выражения (5.38) рис. 5.16, эффективную
и
и
мощность
мощность
компрессора можем представить в виде •
компрессора можем представить в виде •
忆=
忆=
Gg «2а — »i)
Gg «2а — »i)
П/Пм
П/Пм
儿%『2a -%
儿%『2a -%
На основании формул (5.42) и (5.43) для эффективного дильного коэффициента компрессора получаем
На основании формул (5.42) и (5.43) для эффективного дильного коэффициента компрессора получаем
(5.43) )холо-
(5.43) )холо-
Q&N е =也—^кПм/а 2a —，J (5.44)
Анализ выражения (5.42) и цикла работы холодильной машины, показанного на рис. 5.16, позволяет выделить основные факторы, которые определяют холодопроизводительность компрессора. Такими факторами являются: 1) термодинамические и физические свойства холодильного агента; 2) температуры кипения и конденсации; 3) температура холодильного агента перед регулирующим вентилем 4; 4) техническое состояние компрессора.
Весьма важным вопросом, возникающим как при эксплуатации, так и при проектировании холодильных машин, является зависимость холодопроизводительности компрессора от температур кипения и конденсации. Зависимость Qo = / (/0) при постоянной температуре конденсации (& = const) называется характеристикой компрессора по холодопроизводительности. Для одноступенчатых компрессоров такие характеристики строятся обычно в интервале температур кипения от —40 до +10 ℃ при температурах конденсации 30, 40, 50 ℃. На рис. 5.17 показана характеристика компрессора П80, имеющего параметры: число цилиндров 8, диаметр цилиндра 76 мм, ход поршня 66 мм, Ут = 0,0575 м3/с при /г = 24 с-1.
Как показывает рисунок, холодопроизводительность уменьшается с понижением температуры кипения и с повышением температуры конденсации. В обоих случаях возрастает отношение давлений рк/р0, что приводит к снижению коэффициента подачи 九 1см. выра-
жение (5.29) ]. Более существенной причиной уменьшения Qo с понижением /0 является уменьшение объемной холодопроизводительности ，5 Относительное влияние qv и Z на уменьшение Qo иллюстрирует следующий пример. Понижение температуры кипения от —15 до —20 ℃ при 厶=30 ℃ (рис. 5.17) приводит к снижению Qo приблизительно на 22 %, из которых на долю 夕己 приходится примерно 17 %, а на долю 入一5 %.
Характеристики компрессора по холодопроизводительности строятся по уравнению (5.42); при этом необходимо знать термодинамические свойства данного холодильного агента (в виде таблицы
аопронзвопнтельностн компрессора П80 при температуре конденсации:аопронзвопнтельностн компрессора П80 при температуре конденсации:I —々=30 У; 2 — ％ к 40 ℃; з — % = =50 ℃I —々=30 У; 2 — ％ к 40 ℃; з — % = =50 ℃Рис. 5.18. Энергетические характеристики компрессора П80: / —? — то же. что на рис. 5.17Рис. 5.18. Энергетические характеристики компрессора П80: / —? — то же. что на рис. 5.17
аопронзвопнтельностн компрессора П80 при температуре конденсации:
аопронзвопнтельностн компрессора П80 при температуре конденсации:
I —々=30 У; 2 — ％ к 40 ℃; з — % = =50 ℃
I —々=30 У; 2 — ％ к 40 ℃; з — % = =50 ℃
Рис. 5.18. Энергетические характеристики компрессора П80: / —? — то же. что на рис. 5.17
Рис. 5.18. Энергетические характеристики компрессора П80: / —? — то же. что на рис. 5.17
или диаграммы) и экспериментальные данные по зависимости X = =f (л) для однотипного компрессора. Кроме характеристики по холодопроизводительности в технических данных компрессора указывают характеристику по эффективной мощности и холодильному коэффициенту. Характеристика по эффективной мощности представляет собой графические зависимости = 屮(/0, &), построенные для нескольких постоянных температур конденсации. Эти графики дают возможность определить расход энергии при работе компрессора в различных режимах. Зависимости “ =屮(/0, /к) дают возможность сравнить по энергетической эффективности компрессоры различных конструкций и типов. На рис. 5.18 показаны энергетические характеристики компрессора П80, работающего на хладоне R22.
Зависимость Ne =屮‘(/仍 /к) строится по уравнению (5,43) с учетом зависимости эффективного КПД х\е от отношения давлений л (см. 1\ис・ 5.15). С понижением температуры кипения увеличивается разность энтальпий 匕姦——厶，но одновременно ^увеличивается vr
и уменьшается 入.Это приводит к тому, что при некотором отношении рМро эффективная мощность имеет максимальное значение. Ранее было показано, что для теоретического компрессора при условии 々=const это отношение давлений равно
Рк/Ро =炉"f
Подставив это выражение в уравнение для адиабатной мощности
ПОЛуЧИМ N ад тах — бади/ро ИЛИ "ад max =入匕々卩力
В соответствии с последним выражением можно ойр.еделить ориентировочное значение максимальной эффективной мощности
Мшах = "антах/Ле = ｛入% 々А))/Пе・ (5.45)
Таким образом, максимальная мощность соответствует давлению кипения р0, определяемому из уравнения р0 —卩居/梦№—》.
Характеристика компрессора по холодильному коэффициенту показывает, что е^ уменьшается с понижением температуры кипения( и с возрастанием температуры конденсации. Это необходимо учитывать при выборе режима работы холодильной машины.
Конструкции поршневых компрессоров. Поршневые компрессоры классифицируют по величине холодопроизводительности, по конструктивным и функциональным признакам, по роду рабочего вещества. По холодопроизводительности (при /0 = —15 ℃ и 九= =30 ℃) компрессоры делят на малые, средние и крупные. По классификации ВНИИхолодмаша к малым относятся компрессоры, ■имеющие Qo менее 12 кВт; к средним — Qo = 12 + 120 кВт; к крупным—Qq свыше 120 кВт.
Наиболее развернутой является классификация компрессоров по конструктивным признакам. Различают следующие типы машин: крейцкопфные и бескрейцкопфные; простого и двойного действия; прямоточные и непрямоточные： блок-картерные и блок- цилиндровые; с внешним и встроенным приводом; с горизонтальным, вертикальным, угловым и оппозитном расположением цилиндров; с водяным и воздушным охлаждением; с принудительной и свободной системами смазывания.
В крейцкопфных конструкциях движение от шатуна к поршню передается через крейцкопф и шток, а в бескрейцкопфных ——непосредственно от шатуна к поршню, который в этом случае имеет развитую по высоте цилиндра поверхность и выполняет роль крейцкопфа.
В прямоточных компрессорах пар в течение всего рабочего процесса движется в одном направлении, а всасывающий клапан крепится к поршню и движется вместе с ним. В ыепрямоточных кон- струкциях всасывающие и нагнетательные клапаны неподвижны, а пар при всасывании и нагнетании меняет направление движения.
В компрессорах простого действия сжатие пара осуществляется одной стороной поршня, а в компрессорах двойного действия —— 118
обеими сторонами поршня соответственно в двух рабочих полостях цилиндра.
Блок-картерные конструкции имеют цилиндры и картер в общей отливке. Блок-цилиндровые конструкции применяются в настоящее время сравнительно редко; здесь картер и блок цилиндров ——от二 дельные детали, крепящиеся друг к другу болтами.
Компрессоры с внешним приводом или сальниковые соединяются с двигателем через муфту или ременную передачу. Бессальниковые компрессоры имеют встроенный в картер электродвигатель. Съемные крышки обеспечивают здесь доступ к клапанам и к механизму движения. В герметичных конструкциях негерметичный корпус компрессора вместе с электродвигателем помещены в герметичный разъемный или неразъемный кожух.
В вертикальных компрессорах оси цилиндров расположены вертикально, а их число ——один или два. Угловые компрессоры выполняют с V-, W- или W -образным расположением цилиндров.
В компрессорах, имеющих свободную (безнасосную) систему 1 смазывания, масло подается к трущимся поверхностям за счет разбрызгивания. В принудительных системах смазывания масло подается под давлением, создаваемым насосом.
По функциональным признакам, а также по конструктивным особенностям компрессоры можно разделить на следующие группы: стационарные и транспортные; высоко-, средне- и низкотемпературные; одно-, двух- и многоступенчатые; с устройством для регулирования производительности и без него.
В отдельную группу холодильных компрессоров следует выделить компрессоры, работающие без смазочного масла в цилиндре. Они обладают существенным преимуществом, так как не загрязняют теплообменные аппараты маслом и тем самым значительно повышают эффективность их работы.-
В настоящее время получили распространение крейцкопфные компрессоры, в которых цилиндры не смазываются, а механизм движения имеет обычное циркуляционное смазывание. По такой схеме модернизированы серийные оппозитные компрессоры А0600 И АО1200, работающие на аммиаке.
Одна из первых отечественных конструкций бескрейцкопфного хладонового компрессора без масла была разработана и испытана ЛТИХП совместно с организациями ЛенНИИхиммаша, ВНИИхолод- маша и Черкесским заводом холодильного машиностроения. Шатунные подшипники компрессора были выполнены в виде опорных сегментов из антифрикционного самосмазывающегося материала АФ-ЗТ, в состав которого входят порошковые углеродные материалы и фенолформальдегидная смола в качестве связующего. Опорные сегменты подшипников устанавливаются в обойму из термо и ударостойкой резины. Уплотнительные и направляющие поршневые кольца были изготовлены из фторлонококсовой композиции Ф4К20ч Под уплотнительными кольцами были установлены стальные эспандеры. Дальнейшее совершенствование компрессора направлено
на уменьшение мощности трения, увеличение частоты вращения вала до 25 с'1 и выше.
Бескрейцкопфные компрессоры. Бескрейцкопфные компрессоры, получившие наибольшее распространение в настоящее время, отличаются большим разнообразием конструкций, простотой устрой* ства, надежностью и компактностью. Эти машины, как правило, простого действия; полость цилиндра, обращенная к картеру, у них нерабочая. Этот недостаток компенсируется более высокой частотой вращения вала, меньшей металлоемкостью, возможностью применения более прогрессивной технологии изготовления. Существенным недостатком бескрейцкопфных компрессоров является значительный унос масла из картера в теплообменные аппараты, что снижает интенсивность теплопередачи в аппаратах и увеличивает их размеры и стоимость.
Бескрейцкопфные компрессоры выполняются с воздушным или водяным охлаждением цилиндров в зависимости от величины холодопроизводительности, от типа применяемого холодильного агента н температурного интервала рабочих режимов. При водяном охлаждении верхняя часть цилиндров, а иногда и крышки, имеет водя-' ную рубашку, выполненную в блок-картере или блок-цилиндре.
Бескрейцкопфные компрессоры выпускаются как прямоточными, так и непрямоточными.
В прямоточном компрессоре всасывающий клапан размещается в днище поршня и двигается вместе с ним. В такой конструкции площадь, занимаемая клапаном, как правило, больше, чем в непря- моточном компрессоре, а следовательно, больше и проходные сечения. Это обеспечивает меньшие скорости пара и меньшие энергетические потери из-за газодинамических сопротивлений. В прямоточном компрессоре с водяным охлаждением водяная рубашка разделяет всасывающую и нагнетательную полости. Это ослабляет теплообмен между всасываемым и нагнетаемым паром и увеличивает коэффициент подогрева.
Существенными недостатками прямоточного компрессора являются сравнительно большая масса поршня и невозможность регулирования производительности компрессора принудительным открытием всасывающего клапана. Увеличение массы поршня из-за установки на нем всасывающего клапана приводит к увеличению сил инерции поступательно движущихся масс, вызывает дополнительные напряжения в деталях кривошипно-шатунного механизма и ограничивает возможность повышения частоты вращения коленчатого вала.
Современные бескрейцкопфные компрессоры имеют двухопорные коленчатые валы с двумя коленьями, расположенными под углом 180°. Коренными опорами вала служат подшипники качения, шатунные подшипники выполнены в виде тонкостенных вкладышей! с баббитовой заливкой.
Картер компрессоров заполнен парами холодильного агента, поэтому выходной конец вала должен быть надежно уплотнен как во время работы, так и во время стоянки. Это достигается установкой
сальника с масляным затвором. Для смазки аммиачных компрессоров применяется масло ХА 30 или ХМ 35; для смазывания хладоновых машин — масла ХФ12-16, ХФ22-24 или синтетическое масло X ① 22сТ6, имеющее неограниченную растворимость с хладоном.
\/
541050、
■ ， Рис. 5.19. Бескрейцколфный прямоточный компрессор АУ200:
/ — блок-картер; 2 — сальник; 3 —— пластинчатый фильтр; 4 —— сетчатый фильтр； 5 — масляный насос; 6 — коленчатый вал; 7 ——шатун; 8 — всасывающая полость; 9 — нагнетательная полость； /0 — нагнетательный клапан; /7 — всасывающий клапан; /2 ——поршень; 13 — гильза цилиндра
На рис. 5.19 показан разрез крупного прямоточного четырех- ццлиндрового компрессора АУ200. Его производительность 233 кВт (при % = —15 ℃ и /к = 30 ℃) при работе на R22 с частотой вращения вала 24 с*1. Компрессор V-образный с углом развала между осями цилиндров 90°. В верхней части цилиндров в отливке блок- картера' расположена водяная полость.
Смазывание сальника и шатунных подшипников ——принудительное, от шестеренного масляного насоса, а цилиндров, поршневых пальцев и коренных подшипников ——разбрызгиванием. Масло подводится к сальнику, откуда по сверлениям в коленчатом валу подается к шатунным подшипникам. Для облегчения пуска компрессора отжимают комбинированный перепускной и предохранительный клапаны. ”
Рис. 5.20. Непрямоточный компрессор средней производительности П40:
/ — блок-картер; 2 — гильза цилиндра; 3 ——нагнетательный клапан; 4 ——всасывающий клапан; 5 — поршень; 6 ——шатун; 7 ——коленчатый вал; 8 — сальник; 9 一 ' коренной подшипник； 10 — фильтр тонкой очистки； // — сетчатый фильтр; 12 — масляный насос
На рис. 5.20 показан непрямоточный компрессор средней производительности П40. Компрессор выпускается в двух модификациях: с регулированием производительности и без регулирования. Регулирование производительности осуществляется путем электромагнитного открытия всасывающего клапана.
Бессальниковые компрессоры. Бессальниковые компрессоры имеют - встроенный электродвигатель и блок-картерную бескрейцкопфную конструкцию. Бессальниковые компрессоры предназначены для работы на холодильных агентах, не разрушающих медпую обмотку статора электродвигателя ——на хладонах R12, R22, R142 и R502. В этих машинах применяют, как правило, коленчатый вал и, в редких случаях, для самых мелких моделей ——эксцентриковый. В ка- 122
честве коренных опор используются подшипники как качения, так и скольжения. 。
В бессальниковых конструкциях всасываемый пар проходит через зазор между статором и ротором и охлаждает таким образом электродвигатель. Охлаждение электродвигателя всасываемым паром позволяет в 1,5—1,8 раза превышать его номинальную мощность, поэтому
570
Рис. 5.21. Бессальниковый компрессор малой производительности ФБС6
бессальниковые компрессоры имеют встроенные электродвигатели значительно меньших размеров и массы, чем открытые, однако к этим двигателям предъявляются повышенные требования в отношении пус№вого момента и способности изоляции обмотки длительное время выдерживать повышенную температуру (до 125 ℃), что имеет место при работе компрессора в режимах с малой производительностью.
Другой важной особенностью бессальниковых компрессоров является то, что шестеренные масляные насосы в них должны быть реверсивными, т. е. обеспечивать смазывание механизмов независимо от направления вращения коленчатого вала машины.
На рис. 5.21 показан вертикальный бессальниковый компрессор малой производительности ФБС6. Цилиндровый блок, картер н корпус электродвигателя выполнены в одной отливке. Доступ к меха-
низму движения осуществляется через боковую крышку картера, в торце корпуса электродвигателя имеется крышка для монтажа вала и двигателя. На конце вала находится диск, захватывающий масло, которое по каналу вала под действием центробежной силы поступает к шатунным подшипникам. Всасываемый пар проходит по каналу между ротором и статором во всасывающую полость блока цилЕндров и оттуда — во всасывающую полость крышки цилиндров.
Клапанная группа установлена на общей чугунной клапанной плите. Всасывающие клапаны — упругие, полосовые； нагнетательные —. дисковые, нагруженные цилиндрической пружиной. Холодильными агентами могут служить хладоны R12, R22, R142, R502..
Герметичные компрессоры. В герметичных компрессорах отсут： ствуют съемные крышки, здесь механизм вместе с электродвигателем помещен в герметичный сварной стальной кожух. Компрессору должны отличаться надежностью, долговечностью, малым уровнем шума.
Рассмотрим конструкцию герметичного компрессора на примере двухцилиндрового непрямоточного агрегата ФГ0,7 (рис. 5.22). Ком^ прессор имеет вертикальный эксцентриковый вал и два горизонталь- 124
ных цилиндра, расположенных под углом 90°. Корпус компрессора / отлит вместе с цилиндрами из серого перлито-ферритного чугуна и укреплен в нижней половине кожуха на трех пружинных подвесках 3. Бронзовые шатуны 4 с неразъемными головками надеты на - шатунную шейку эксцентрикового вала 5. Съемные противовесы 6 крепятся к валу винтами. Стальные поршни 7 вместо уплотнитель* ных колец имеют уплотнительные канавки..
Всасывающие и нагнетательные клапаны — пластинчатые, установлены на общей клапанной плите 9.
В верхнюю часть корпуса запрессован пакет статора электродвигателя /3. Ротор 12 насажен на верхний хвостовик эксцентрикового вала. Двигатель охлаждается всасываемым паром. Для усиления циркуляции пара ротор снабжен крыльчаткой //. Во всасывающую полость головки цилиндров пар поступает по всасывающей трубке 10. Сжатый пар выходит через глушитель 8, расположенный в корпусе компрессора между цилиндрами, нагнетательный трубопровод и выходной штуцер 2.
Узлы и детали компрессоров. Шатунно-поршневая группа. К шатунно-поршневой группе относятся поршень, шатун в сборе, поршневой палец, поршневые кольца, всасывающий клапан в прямоточных компрессорах.
В бескрейцкопфных компрессорах применяются поршни тронко- вого типа, которые характеризуются развитой боковой поверхностью, необходимой для восприятия нормального к поверхности цилиндра давления, достигающего 15——20 % от значения свободных усилий на поршень.
Поршни прямоточных компрессоров (рис. 5.23, а) делятся перегородкой на две части: крейцкопфную^ в которой расположен поршневой палец и которая воспринимает большую часть боковых усилий, и проточную, через которую всасываемый пар поступает к всасыва* ющему клапану, расположенному в верлнем торце поршня.
Наружная поверхность прямоточного поршня состоит из трех поясов: верхнего, где расположены уплотняющие поршневые кольца; нижнего ——с маслосъемными кольцами и среднего, в котором имеются окна для прохода пара. Высота поршня определяется числом поршневых колец и высотой окна в нем для прохода пара. В отечественных конструкциях принято применять два-три уплотнительных кольца в верхней части поршня и одно маслосъемное ——в нижней. Ход поршня, высота окна, расположение поршневых колец, а также размеры отверстий в гильзе цилиндра должны быть взаимно согласен ваны, при этом высота окна в поршне должна быть примерно равна сумме хода поршня и высоты отверстий в стенке цилиндра. Неправильное взаимное расположение нижнего уплотнительного и масло* съемного колец по отношению к отверстиям может быть одной из причин усиленного уноса масла в нагнетательную линию и даже поломки поршневых колец.
Поршни непрямоточных компрессоров, по сравнению с описан- ными, имеют при одинаковом диаметре с ними меньшую высоту н массу. В верхней их части располэ! аются один-три уплотнительных
990820820%0%ввРис.Рис.5.23.5.23.Шатунно-поршневая группа:Шатунно-поршневая группа:а — прямоточногоа — прямоточногокомпрессора АВ22;компрессора АВ22;—непрямоточного компрессора П40—непрямоточного компрессора П40
9
9
082
082
0%
0%
в
в
Рис.
Рис.
5.23.
5.23.
Шатунно-поршневая группа:
Шатунно-поршневая группа:
а — прямоточного
а — прямоточного
компрессора АВ22;
компрессора АВ22;
—непрямоточного компрессора П40
—непрямоточного компрессора П40
кольца и под ними — маслосъемное (рис. 5.23, 5). Расположение
смазывания поверхности поршня.смазывания поверхности поршня.маслосъемного кольца выше поршневого пальца улучшает условия
смазывания поверхности поршня.
смазывания поверхности поршня.
Уплотнительные поршневые кольца предназначены для уплот- нения зазора между поршнем и цилиндром и уменьшения утечки пара в процессе сжатия, Уплотнение обеспечивают: 1) собственная упругость колец или плоской пружины ——эспандера, применяемого 126
в случае изготовления колец из неметаллических материалов; 2) давление пара в зазоре между кольцом и дном канавки поршня, прижимающее кольцо к стенке цилиндра; 3) лабиринтное действие нескольких колец. С возрастанием частоты вращения число уплотнительных колец уменьшается, так как уменьшается относительная величина утечек. Рекомендуется следующее соотношение [8]:
Частота вращения,七气 8—1212—16 16—24
Число уплотнительных колец . *432
Рис. 5.24. Маслосъемные поршневые кольцаРис. 5.24. Маслосъемные поршневые кольцаОсновная утечка пара происходит через зазор в замке кольца. Величина зазора зависит от материала кольца и его максимальной рабочей температуры. Для чугунных колец аммиачных компрессоров рекомендуется зазор 0,005 диаметра цилиндра; для хладоновых машин ——0,003 диаметра цилиндра. Применение для колец неметаллических материалов, например фторопласта с наполнителями, уменьшает трение и износ цилиндра и поршневых канавок.
Рис. 5.24. Маслосъемные поршневые кольца
Рис. 5.24. Маслосъемные поршневые кольца
Маслосъемные кольца предназначены для уменьшения уноса масла из цилиндра в нагнетательную полость и далее в систему. Наиболее распространенными являются два типа маслосъемных
колец: конические (h) и с проточенной кольцевой канавкой (6) (рис. 5.24). Действие конического кольца основано на том, что при ходе поршня вверх масло попадает в клиновидный зазор, сжимает кольцо и остается на стенке цилиндра. При ходе поршня вниз масло снимается кольцом и собирается в кольцевой проточке, откуда по отверстиям в стенке поршня стекает в картер. На внешней поверхности кольца второго типа сделана кольцевая канавка, в которую выходит ряд отверстий или узких щелей, выполненных в стенке поршня. Это кольцо обеспечивает стекание масла в картер как при ходе поршня вниз, так и при ходе вверх.
Шатуны бескрейцкопфных компрессоров выполняются с прямым или косым разъемом. По условиям сборки большей части компрессоров шс'гун должен проходить через цилиндр, что ограничивает поперечный размер нижней головки шатуна. Диаметр шатунной шейки коленчатого вала в этих случаях не должен превышать 0,55—— 0,68 диаметра цилиндра.
В многоцилиндровых блок-картерных компрессорах по условиям жесткости коленчатого вала диаметр шатунной шейки доходит до 0,75—0,8 диаметра цилиндра. В этих случаях шатуны выполняют с косым разъемом, что уменьшает' поперечный размер нижней головки.
Клапаны. Клапаны в значительной степени определяют надежность и экономичность работы компрессора, поэтому к ним предъявляется ряд разнообразных требований: достаточные площади про-
ходных сечении; минимальные мертвые объемы в элементах клала* нов; максимальная прямолинейность каналов для прохода пара;- небольшие перемещения при работе и малая масса запорных органов- (пластин, дисков и др.); плотность закрытия; технологичность изготовления и др. Из этого видно, что требования часто носят про- тлворечивый характер. Например, по условиям малых депрессий пружинящие элементы должны иметь небольшую упругость, в то время как своевременная посадка пластины на седло обеспечивается повышенной упругостью; малое сопротивление требует увеличенных
432178"J?778
Рис. 5.25. Кольцевые клапаны непрямоточного компрессора: а — простые; 6 — с устройством для регулирования производительности;
/ — пружина всасывающего клапана； 2 — седло всасывающего клапана; 3 — лла* стина всасывающего клапана； 4 — розетка всасывающего клапана; 5, 7, 8 — пластины, седло и розетка нагиетательного клапана; 6 — буферная пружина： 9 — пружина нагнетательного клапана；丿0 — катушка электромагнита
проходных сечений, что противоречит требованию уменьшения мертвого пространства и. поверхностей каналов, соприкасающихся с паром.
В крупных и средних бескрейцколфных непрямоточных компрессорах наибольшее распространение получили кольцевые клапаны (рис. 5.25). В этих клапанах пластины имеют кольцевую форму, их толщина составляет 0,8——1,5 мм. Пластины поднимаются с седла и садятся на него под действием разности давлений с обеих сторон пластины. Своевременной посадке пластины на седло способствуют также цилиндрические пружины, равномерно размещенные по периметру пластины. Для обеспечения минимального усилия открытия и своевременного закрытия клапана иногда применяются пружины переменной жесткости.
В прямоточных компрессорах во всасывающих клапанах обычно применяют беспружинные кольцевые или самопружинящие ленточные полосовые клапаны (рис. 5.26). В отличие от кольиевых полосовые клапаны имеют меньшую массу запорных органов. Пластина, свободно лежащая на седле, при подъеме прижимается к ограничите
телю, форма которого соответствует линии прогиба равномерно нагруженной балки da двух опорах.
Для малых хладоновых компрессоров обычной является конструкция, при которой всасывающие и нагнетательные клапаны расположены на одной плите, закрывающей двухцилиндровый блок (см. рис. 5.21). Основное преимущество такой конструкции — удобство монтажа и ремонта; существенным недостатком является повышенный подогрев всасываемого пара, что ухудшает объемные и энергетические коэффициенты компрессора.
Высоту подъема пластины выбирают в зависимости от частоты вращения вала, руководствуясь следующими данными [451: Частота вращения, с'181216202448
Высота подъема кольце
вых клапанов, мм . . . 2,5—32—2,4 1,4—1,8 1,3—1,7 1Д—1,5 0,6—0,8
Высота подъема полосо
вых клапанов, мм . . . 4,7—5 3,6—42,4—2,62—2,2 1,8—21—1，2
Необходимым условием эффективной работы клапанов является их динамическая плотность, т. е. отсутствие перетечек через щели
в закрытом клапане работающего компрессора. К нагнетательным клапанам компрессоров, работающим в составе автоматизированных холодильных машин предъявляется также требование статической плотности. Клапан, имеющий- статическую плотность, препятствует повышению давления в картере и на всасывающей стороне компрессора во время его стоянки.
Сальниковые уплотнения. Сальниковые уплотнения предназначены для уплотнения приводного конца коленчатого вала в месте выхода его из картера или штока
В месте выхода его из цилиндра рнс< 5.26. Ленточный полосовой кла- с целью надежной И ПОЛНОЙ герме- пан прямоточного компрессора тизации рабочих полостей компрессора как в процессе его работы, так и во время стоянки.
Штоки крейцкопфных компрессоров уплотняют многокамерными сальниками с жесткой набивкой, состоящей из чугунных или алюминиевых разрезных колец. Число камер в сальнике аммиачного компрессора составляет три-четыре штуки при диаметре штока 50— 150 мм.
Выходные концы валов бескрейцкопфных компрессоров уплотняются сальниками с металлографитовыми стальными закаленными кольцами и сильфонными сальниками.
129129Преобладающим типом являются односторонние (рис. 5.27, а) й двухсторонние (рис. 5.27, 6) пружинные сальники. В этих сальниках уплотнение в радиальном направлении обеспечивается плот-
129
129
5 П/р И. А. Сакуна
ным прилеганием торцевых поверхностей трущейся пары —— ме7,алло- графитового неподвижного кольца и вращающегося вместе с валом кольца (или двух колец), изготовленного из цементированной закаленной углеродистой или легированной стали. Подвижное кольцо уплотняют резиновым или фторопластовым кольцами, сто访кнми к воздействию хладонов, аммиака и смазочных масел.
Трущиеся кольца прижимаются друг к другу одной (при диаметре вала до 50 мм) или несколькими пружинами, установленными в сепараторе. В камеру сальника масло подается насосом, благодаря чему достигается: дополнительное уплотнение; уменьшение м^пшости
Рис. 5.27. Пружинные сальники: а ——односторонний; 6 — двухлиронний; I — крышка сальника; 2 — вращающееся стальное кольцо; 3 — неподвижна ме・ таллографитовое кольцо; 4 — резиновая прокладка; 5 — ведущее кольцj, 6 — пружина； 7 — нажимное кольцо; 8 — резиновое кольцо
трения в трущихся деталях; охлаждение трущихся деталей; унос продуктов износа. Описанные конструкции сальников отличаются надежностью, простотой изготовления и монтажа, удобством эксплуатации. '
Системы смазывания. Для надежной и безопасной работы поршневого компрессора необходимо, чтобы смазкой были обеспечены все трущиеся пары, а именно: поршень и цилиндр; поршневой и крейцкопфный пальцы; шатунные и коренные подшипники вала; сальник вала или штока; механизм передачи движения от вала к масляному насосу.
По способу подачи масла системы смазывания можно разделить на две： разбрызгиванием (или барботажную) и принудительную. В сальниковых хладоновых компрессорах малой производительности широко применяют барботажное смазывание (компрессоры 2ФВ-4/4,5, ФВ6 и др.). При этом способе коленчатый вал с помощью специаль- 130
ннх разбрызгивателей образует масляный туман, который оседает- на поверхности трущихся деталей. С увеличением размеров компрессора возрастают давления в трущихся парах и энергия, необходимая для преодоления трения, поэтому в средних и крупных компрессорах применяется то; ько принудительная система смазывания.
В герметичных компрессорах принудительное смазывание применяется для обеспечения надежности, снижения уровня шума, а также для отвода теплоты от трущихся деталей и встроенного электродви- гателя к кожуху компрессора, охлаждаемого окружающим воздухом.
В холодильных поршневых компрессорах для принудительного смазывания применяются центробежные, шнековые, шестеренные, ротационные и плунжерные насосы.
Смазывание бескрейцкопфных средних и крупных компрессоров чаще всего осуществляют от шестеренных насосов. Встречаются два варианта размещения таких насосов: ниже уровня масла в картере — затопленный насос и насос, расположенный по оси коленчатого вала. Затопленный насос надежен в работе, однако в этом случае он требует привода из двух-трех шестерен, что делает агрегат громоздким и трудоемким. Более просты и компактны шестеренные насосы с внутренним зацеплением, ось которых совпадает с осью коленчатого вала. Они отличаются хорошей работоспособностью на масле, насыщенном хладоном, что имеет большое значение при пуске компрессора после длительной стоянки.
Принудительное смазывание бескрейцкопфных компрессоров может быть рассмотрено на примере компрессора П40 (см. рис. 5,20). Шестеренный насос забирает масло через сетчатый фильтр (фильтр грубой очистки), приподнятый над дном картера на 10——15 MM. Иногда для лучшей фильтрации масла от металлических примесей в сетчатом фильтре устанавливают постоянный магнит. На нагнетательной линии насоса устанавливают фильтр тонкой очистки. Для предотвращения выхода компрессора из строя при загрязнении фильтра предусматривают обводную линию с перепускным клапаном или отключение компрессора с помощью защитного реле. Далее масло поступает в сальник, откуда по каналам в вале подводится к шатунным подшипникам. Остальные трущиеся пары смазываются разбрызгиванием. В крупных компрессорах находит- применение принудительный подвод масла к поршневому пальцу через канал в теле шатуна.
При использовании коренных подшипников скольжения масло сначала поступает к ним, затем по каналам в вале подается в шатунные подшипники и сальник.
В высокооборотных многоцилиндровых компрессорах отвод теплоты от картера в воздух может оказаться недостаточным ——в этих случаях могут применяться водяные холодильники, встроенные в картер.
Масляный насос должен поддерживать давление, превышающее давление в картере (давление всасывания) на 0,06——0,25 МПа.
В Ma^bix компрессорах с вертикальным валом наиболее простым й надежным способом смазывания является центробежный. Насосом
5*5*131
5*
5*
здесь является вал компрессора, имеющий радиальные сверления, и вертикальный канал, смещенный относительно оси вращения вала. Масло под действием центробежной силы проходит по радиальному отверстию к вертикальному каналу и далее направляется к парамтрения. В малых компрессорах применяются и другие способы смазывания.
Рис. 5.28. Изменение состояния пара при его дросселировании перед всасыванием в компрессорРис. 5.28. Изменение состояния пара при его дросселировании перед всасыванием в компрессорРегулирование холодопроизводительности поршневого компрессора. Изменение частоты вращения вала компрессора. При этом способе холодопроизводительность компрессора изменяется почти пропорционально изменению частоты вращения вала. Изменение частоты вращения вала может быть ступенчатым или плавным. Первый случай соответствует применению многоскоростных электродвигателей переменного тока, имеющих две или три частоты вращения. Плавное регулирование чаще всего осуществляют включением регулируемого сопротивления в цепь возбуждения двигателя постоянного тока.
Рис. 5.28. Изменение состояния пара при его дросселировании перед всасыванием в компрессор
Рис. 5.28. Изменение состояния пара при его дросселировании перед всасыванием в компрессор
Преимущества регулирования изменением частоты вращения: отсутствие дополнительных устройств в конструкции компрессора, сохранение высоких значений объемных и энергетических коэффициентов компрессора. Сложность и повышенная стоимость
электропривода ограничивает область применения данного способа регулирования.
Дросс ел ирован ие пара перед всасыванием. Плавное изменение производительности компрессора можно осуществить путем установки во всасывающей линии дросселирующего устройства в виде вентиля, шибера или задвижки. При уменьшении проходного сечения дросселя увеличивается его сопротивление, поэтому давление пара, поступающего в цилиндр, уменьшается от「в до р： (рис. 5.28). При этом давление в испарителе, а следовательно, и д。остаются прежними, а удельная изоэнтропная работа возрастает, т. е. /^ = = 员 一 i\ > i'2 — ti. Коэффициент подачи компрессора уменьшается, так как уменьшается объемный коэффициент Хс в соответствии с выражением (5.29), Уменьшаются также коэффициенты 入力 и т)2 из-за более высокой температуры нагнетания. Индикаторная мощность компрессора N1 в новом режиме может как увеличиваться, так и уменьшаться, в зависимости от соотношения давлений рк, рв и р£
Для оценки энергетической эффективности данного способа регулирования сравним холодильные коэффициенты без дросселирования и с дросселированием.
Холодопроизводительность компрессора соответственно этим указанным случаям определится из выражений:
Qo = ^t%M； 8 =入屮丁％/所・ (5・46); (5.4ба) 132
Индикаторная мощность для этих же режимов:、.、
М = W…3 М = ^УЛ^ (5.47); (5.47а)
Из приведенных уравнений следует:
Qj = Qo(九7A)依/S)；
一m = м (入7a)®"也)俏人J
Эффективный холодильный коэффициент при дросселировании 员.(5.48)
必十/Vtp m (?ад〃а") + мтр (入/入)(。1/u1)
Так как /；д > /鼻声 5 > 6 и 厶‘ V 九，то &« V “•
Перепуск части пара из нагнетательной линии во всасывающую (байпасирование). При этом способе пар, сжатый компрессором, делится на два потока: один направляется в конденсатор и далее через регулирующий вентиль в испаритель, где дает холодильный эффект, другой дросселируется в специальном байпасном вентиле до давления всасывания и поступает в компрессор, не участвуя в процессе получения холода.
Таким образом, холодопроизводительность компрессора уменьшается, а мощность остается примерно прежней.
Холодильный коэффициент без регулирования и с регулированием
£e = Qo/M； eZ = Q6/M・(5.49); (5.49а)
Отсюда 院/直 = Qo/Q6, т. е. холодильный коэффициент после байпасирования уменьшается во столько раз, во сколько снижается- холодопроизводительность. Кроме низкой энергетической эффективности байпасирование имеет другой существенный недостаток: снижение объемных и энергетических коэффициентов из-за повышенного перегрева пара на всасывании и роста температуры нагнетания.
Подключение дополнительного мертвого пространства. При этом способе к цилиндру подсоединяется дополнительный объем, величина которого может изменяться плавно или ступенчато. Дополнительный объем увеличивает мертвое пространство цилиндра, уменьшает объемный коэффициент, коэффициент подачи и холодопроизводительность компрессора.
Так как температура кипения и конденсации не меняются, то умегыиение холодопроизводительности будет прямо пропорциональным уменьшению коэффициента подачи. То же самое (с некоторым приближением) можно сказать и об индикаторной мощности. Тогда эффективный холодильный коэффициент после подключения дополнительного вредного пространства равен
2, - Q0(入7人)- —^ ,5 496)
.+ wтр 一 М +‘
Сопоставление выражений (5.48) и (5.496) показывает, что регу- лнровабие производительности компрессора путем подключения
дополнительного мертвого пространства более энергетически выгодно, чем дросселирование пара на всасывании. ，
Принудительное открытие всасывающих клапанов. При этом способе регулирования производительности, применяемом только для непрямоточных компрессоров, отдельные цилиндры выключаются из работы путем фиксации в открытом положении пластин всасывающих клапанов. Принудительное открытие и удержание в открытом состоянии всасывающего клапана осуществляется с помощью
гидравлического, пневгутатического или электромагнитного приводов. Электромагнитный способ подъема пластин всасывающего клапана является отечественным изобретением, имеющим следующие преиму
щества: надежность и долговечность устройства из-за отсутствия толкателей и других подвижных частей; компактность устройства, достигаемая благодаря возможности размещения его в розетке клапана или в верхней крышке цилиндров (см. рис. 5.25, б).
В отключенном цилиндре пар, всасываемый при движении поршня сверху вниз, выталкивается при обратном его движении во всасывающую полость компрессора. Этот способ достаточно эконо
мичен, так как в цилиндре с открытыми клапанами затрачивается только работа на трение и сравнительно небольшая работа на проталкивание пара через клапан, которая эквивалентна заштрихованной площади индикаторной диаграммы / на рис. 5.29./
Холодопроизводительность компрессора с числом цилиндров i после принудительного открытия всасывающих клапанов у- одного или нескольких цилиндров уменьшится в соответствии с выражением Qd = Qq，〃，
где Г ——число цилиндров с нормально работающими всасывающйми ' клапанами после регулирования.
Аналогичным образом уменьшится индикаторная мощность компрессора (без учета индикаторной работы в отключенных цилиндрах): 1 N\ = Na !i. Мощность трения в отключенных цилиндрах умень-； шнтся незначительно, поэтому
Q『/iQo
С учетом очевидного соотношения /7/ = К [к
Из этого выражения следует, что уменьшение холодильного коэффициента лосле принудительного открытия всасывающих кла-
J34
паН0в связано с относительным увеличением мощности трения. Однако этот способ регулирования энергетически более выгоден, чем дросселирование пара на всасывании.
Существует способ регулирования производительности компрессора принудительным открытием всасывающего клапана на части хода поршня (диаграмма 2 на рис. 5.29). Диаграмма 3 на этом рисунке соответствует работе цилиндра без регулирования произво
дительности.。
Перепуск пара через регулирующие байпасы. Этот способ находит применение для крупных прямоточных компрессоров. Байпас 5 . (рис. 5.30) соединяет полость сжа- Л^ДГтия цилиндра 1 со всасывающей по-
^^3л остью 7. Пропускные окна цилинд-
Рис. 5.31. Схема регулирования производительности выключением одиото из блоков цилиндровРис. 5.31. Схема регулирования производительности выключением одиото из блоков цилиндров 件ра располагают обычно на высоте
Рис. 5.31. Схема регулирования производительности выключением одиото из блоков цилиндров
Рис. 5.31. Схема регулирования производительности выключением одиото из блоков цилиндров
Рис. 5.30. Схема регулирования производительности прямоточного компрессора байпасом
3/4 хода поршня. При открытом соленоидном вентиле 6 золотник байпаса находится в '"левом положении и не препятствует перепуску пара во всасывающую полость. При закрытии вентиля 6 пар проходит из нагнетательной линии 2 через фильтр 3 и дроссельный вентиль 4 и постепенно повышает давление в полости, расположенной слева от золотника. По этой же причине золотник преодолевает усилие пружины, перемещается вправо и перекрывает перепускной канал. Регулирующие байпасы используются также и для разгрузки компрессора при пуске.
Выключение отдельных цилиндров или блоков. На рис. 5.31 показана простейшая схема выключения блока цилиндров компрессора. При открытом вентиле 4 два правых цилиндра выключаются из работы, так как их нагнетательная сторона будет соединена со всасывающей линией 1. Два левых цилиндра будут работать нормально^ так как нагнетательная линия 2 отсоединена от правого блока обратным клапаном 3. Как и в предыдущем случае, устройство используется и для разгрузки компрессора во время пуска.
Расчет поршневого компрессора. Исходные данные. Расчет поршневого компрессора осуществляется, как правило, в следующем
порядке: 1) определение объема, описываемого поршнями; 2) выбор ^| основных параметров; 3) газодинамический расчет; 4) динамический расчет; 5) расчет на прочность.
Для определения объема, описываемого поршнями, необходимости знать холодопроизводительность, которую должен обеспечить ком- прессор, режим работы, род холодильного агента. Режим работы ■ определяется температурами кипения, конденсации, всасывания н ■ температурой жидкого холодильного агента перед регулирующим ■ вентилем..
Объем, описываемый поршнями компрессора (м3/с),■
l4=Qo/@%)・(5.50)Н
Эффективная мощность в заданном режиме работы■
М =(5.51)В
Коэффициенты X и % выбирают по экспериментальным данным ■ длявыпускаемыхкомпрессоров, близких к рассчитываемому по■
конструкциинпроизводительности..
Для ориентировочных расчетов применяют зависимости (5.32), ■ (5.33) и др. Потерн давления на всасывании и нагнетании принимают: И для хладоновых компрессоров： Дрв =(0,05+0,1)% и Арн = ■ =(0,1-4-0,15) /?н; для аммиачных компрессоров: Арв = (0,03-? . +0、05) рв и А% = (0,054-0,07) 〃丁И
Нужно отметить, что работа холодм-льного компрессора не огра- пнчивается заданным режимом; в реальных условиях режимы работы И могут существенно отличать -я от заданного (изменения темпера- .|И туры охлаждающей конденсатор среды, режима охлаждения и др.). ' V Для учета экстремальных условий работы поршневого холодильного Д компрессора введены три расчетных режима. 、
Первый расчетный режим ——режим максимальной разности давле- Я ний конденсации и кипения, по которому рассчитывают на прочность И детали механизма движения.
Второй расчетный режим ——режим максимальной мощности на И валу компрессора. В этом режиме среднее индикаторное давление ' ■ имеет максимальное значение и максимальная мощность определяется fl так: №皿=/7/т шах^т- Д刀兄 этого режима давление конденсации определяется по максимальной для данного холодильного агента I температуре конденсации, а давление кипения ——из соотношения я Ро ~ 〃i；/3. По второму расчетному режиму производят расчет сма- ■ зывания и выбор мощности привода.
Третий расчетный режим ——режим пробных давлений. Приме- । ня ют для расчета на прочность корпусных деталей компрессора, 孑 работающих под давлением паров холодильного агента: картеров, ? блок-картеров, крышек картеров и цилиндров.
Расчетные у слов ня для одноступенчатых поршневых холод иль- : ных компрессоров новой градации указаны в табл. 5.1.
Основные размеры и параметры. К основным размерам компрессора относятся: D — диаметр цилиндра; S — ход поршня и d — 】36
99g 6 s ZS S二 1& °£ нЮ 00 о 寸 二 a9 О 00 счo' 15 S1 5s S SI I zЙ ОО а^卷^g © о —x 2LO <4 g g z nS оО IВ ГоS9 Z3 S-1§ w00 opУ сГО О g00 z g oo 9 寸二二9 О со счо 1о ч 43 о оО 00&Z 二二S оО Iо о ^X ~ сч ь-о оi &直go § к^鳄昌裳三§ о義s.5 <у S 8謂з к к\Й 口 J к99g 6 s ZS S二 1& °£ нЮ 00 о 寸 二 a9 О 00 счo' 15 S1 5s S SI I zЙ ОО а^卷^g © о —x 2LO <4 g g z nS оО IВ ГоS9 Z3 S-1§ w00 opУ сГО О g00 z g oo 9 寸二二9 О со счо 1о ч 43 о оО 00&Z 二二S оО Iо о ^X ~ сч ь-о оi &直go § к^鳄昌裳三§ о義s.5 <у S 8謂з к к\Й 口 J кHHllEUEdj sosx tto^oouu&csox хзй^язаоЕ XNAEhH911A5OHUO «5 Ri3> wasH^iHHllEUEdj sosx tto^oouu&csox хзй^язаоЕ XNAEhH911A5OHUO «5 Ri3> wasH^i
99
g 6 s Z
S S
二 1
& °
£ н
Ю 00 о 寸 二 a
9 О 00 сч
o' 1
5 S
1 5
s S S
I I z
Й О
О а
^卷^
g © о —
x 2
LO <4 g g z n
S о
О I
В Го
S
9 Z
3 S
-1
§ w
00 op
У сГ
О О g
00 z g oo 9 寸二二
9 О со сч
о 1
о ч 4
3 о о
О 00&
Z 二二
S о
О I
о о ^
X ~ сч ь-
о о
i &直
go § к^
鳄昌裳三
§ о
義s.
5 <у S 8謂
з к к
\Й 口 J к
99
g 6 s Z
S S
二 1
& °
£ н
Ю 00 о 寸 二 a
9 О 00 сч
o' 1
5 S
1 5
s S S
I I z
Й О
О а
^卷^
g © о —
x 2
LO <4 g g z n
S о
О I
В Го
S
9 Z
3 S
-1
§ w
00 op
У сГ
О О g
00 z g oo 9 寸二二
9 О со сч
о 1
о ч 4
3 о о
О 00&
Z 二二
S о
О I
о о ^
X ~ сч ь-
о о
i &直
go § к^
鳄昌裳三
§ о
義s.
5 <у S 8謂
з к к
\Й 口 J к
HHllEUEdj sosx tto^oouu&csox хзй^язаоЕ XNAEhH911A5OHUO «5 Ri3> wasH^i
HHllEUEdj sosx tto^oouu&csox хзй^язаоЕ XNAEhH911A5OHUO «5 Ri3> wasH^i
диаметры штоков, если они •陋 имеются. Основные размеры позволяют определить рзбо н чий объем i цилиндров ixm- 展 прессора.о
Основными параметрами 二компрессоров являются от-ношение хода поршня к диа-метру цилиндра ф = S/D;частота вращения п； с'1; при-веденная частота вращенияU几 и относительный мертвыйобъем с, %. К производнымпараметрам относятся: сред- 'НЯЯ скорость поршня Cm，м/с；максимальное ускорениепоршня jm^, м/с2 или пара-метр ускорения К/ =Sn2, м/с2;максимальные удельные си-лы инерции /тах, Па; пара-метр удельных сил инерцииК『=*1石几2； секундный (иличасовой) теоретический объем,описанный поршнями Ут,м3/с.
При расчете компрессора _ необходимо подобрать такую комбинацию параметров Dt S, Л 几，которая обеспечила бы требуемый описанный объем 吸 в соответствии с зависимостью
VT - 0,25nD2Sin. (5.52)
, Из уравнения (5.52) с учетом того, что S =^Df можно получить
(5・53)
Соотношение (5.53) показывает, что величина 屮 при остальных одинаковых параметрах влияет на диаметр цилиндра и ход поршня, т. е. на размеры и пропорции ,компрессора. Увеличение числагр позволяет уменьшить диаметр цилиндра и сократить относительный мертвый
объем. Однако при этом увеличиваются ход поршня, длина шатуна и возрастают удельные силы инерции. Компрессоры с малыми значениями 屮 имеют, как правило, сравнительно высокие частоты вращения вала. Увеличение ip целесообразно в тех случаях, когда для деталей механизма движения можно применить материалы с высокими механическими свойствами и обеспечить допустимую скорость пара в проходных сечениях клапанов. Для современных холодильных компрессоров значения гр принимают следующими: для крейцкопфных машин двойного действия ——0,9——0,8; для бес- крейцкопфных ——0,8——0,6; для поджимающих —— 0,7——0,5.
Одним из важнейших параметров компрессора является частота вращения коленчатого вала. С увеличением и уменьшаются габаритные размеры и масса машины. Однако от значения и зависят не только размеры компрессора, но и объемные и энергетические коэффициенты, динамические характеристики, протекание рабочих процессов, трудоемкость изготовления, надежность, экономичность, долговечность компрессора и привода.
Современное компрессоростроение характеризуется тенденцией повышения частоты вращения вала машин. Однако увеличение параметра п приводит к резкому возрастанию сил инерции и к дополнительным потерям мощности и производительности, к снижению надежности. Частота вращения вала выпускаемых компрессоров определяется техническим уровнем машиностроения на данное время. Дальнейшее повышение и возможно только при усовершенствовании конструкции отдельных узлов и компрессоров в целом, при повышении требований к конструкционным материалам и смазочным маслам.
Большая часть современных холодильных бескрейцкопфных компрессоров имеет непосредственный привод от электродвигателей. Их частота вращения принимается по электродвигателям с синхронной скоростью вращения 16,7 и 25 с-1. В настоящее время осваиваются компрессоры с частотой вращения 50 с"1.
Непосредственно с частотой вращения связан другой важный параметр — средняя скорость поршня
ст = 2Sn. (5.54)
Средняя скорость поршня в значительной степени определяет гидравлические потери в газовом тракте, инерционные усилия, мощность трения и износ трущихся деталей. Параметр ст современных бескрейцкопфных компрессоров колеблется в пределах 2—— 4,5 м/с.
Одним из динамических показателей компрессора, характеризующих степень его форсирования, является параметр удельных сил инерции К
Kt = S^. (5.55)
На рис. 5.32 показана зависимость параметра Ki @т описанного объема одного цилиндра V；, характерная для большей части современных бескрейцкопфных компрессоров.
попоВыбрав значения i и К», можно определить диаметр цилиндра полхэмпирической формуле
по
по
(5.56)
Газодинамический расчет. Газодинамический расчет проводят G целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта, в том числе и в клапанах.
трактатрактаУсловная средняя скорость в рассматриваемом сечении газового
тракта
тракта
(5.57)(5.57)площадь рассматриваемогоплощадь рассматриваемогоРис. 5,32. Зависимость параметра удельных ил инерции от описанного объема одного цилиндра,Рис. 5,32. Зависимость параметра удельных ил инерции от описанного объема одного цилиндра,%e 耳==em尸 n//ёеч»
(5.57)
(5.57)
площадь рассматриваемого
площадь рассматриваемого
Рис. 5,32. Зависимость параметра удельных ил инерции от описанного объема одного цилиндра,
Рис. 5,32. Зависимость параметра удельных ил инерции от описанного объема одного цилиндра,
где % ——площадь поршня, м2; /СеЧ —— сечения, м2.
Рекомендуемые средние скорскти пара в проходных сечениях компрессора указаны в табл. 5.2 [45].
Для низкотемпературных компрессоров (4 < —25 ℃) значения рекомендуемых скоростей надо умножить на коэффициент (л/4)0-2, где л — отношение внешних давлений.
Гидравлические потери на участке е коэффициентом местного сопротивления J определяются по формуле
Ар = 0,5Сссечр. (5.58)
При проектировании клапанов необходимо Л1КЛ V 0,25. Критерий скорости потока пара ^кп = Снд/а, где Скл ——условная постоянная скорость пара скорость звука в паре, м/с.При проектировании клапанов необходимо Л1КЛ V 0,25. Критерий скорости потока пара ^кп = Снд/а, где Скл ——условная постоянная скорость пара скорость звука в паре, м/с.обеспечить условие в клапане
При проектировании клапанов необходимо Л1КЛ V 0,25. Критерий скорости потока пара ^кп = Снд/а, где Скл ——условная постоянная скорость пара скорость звука в паре, м/с.
При проектировании клапанов необходимо Л1КЛ V 0,25. Критерий скорости потока пара ^кп = Снд/а, где Скл ——условная постоянная скорость пара скорость звука в паре, м/с.
(5.59)
в клапане, м/с; а —
Проходное сечение
Холодильный агент
R717
R22, R13
RI2, R502,- R12BI, R13BI
Всасывающий патрубок (вентиль)
20—25
1g—??
12—17
Каналы в электродвигателе Окна в цилиндрах
15—20
10—15
10—15
Всасывающий клапан: седло и розетка щель
2J30
40-60
20—25
30—40
17-22 25—35
Нагнетательный клапан: седло и розетка
30—35
40—60
25—30
30—40
25—35
25—35
Нагнетательный патрубок (вентиль)
25—30
20—25
17—22
Т а б л и ц а 5.2
Сксрости пара (м/с) в проходиых сечениях компрессора
Значение
Cfji n CmRi/①，(5.60)
где Fn ― площадь поршня, м2; Ф — эквивалентная площадь клапана, м2.
Величину Ф, определяющую пропускную способность клапана, можно определить для любого характерного сечения клапана
Ф = 0Сщ/ ш =(хс/с>(5.61)
где ащ, а。一 коэффициенты расхода щели и седла клапана; /щ, /с ——площади проходных сечений в щели и седле клапана.
Коэффициент расхода щели клапана ащ определяется в соответствии с общей зависимостью ащ = 1/>^^щ- Значение коэффициент тов Сш клапанов холодильных поршневых компрессоров обычно находится в пределах 1,5——3, причем меньшие значения относятся к клапанам, открывающимся непосредственно внутрь цилиндра. Для кольцевых и ленточных клапанов С ~ 2..
Скорость звука а можно рассчитать по формуле
а = /屈7,(5.62)
где Л —— показатель адиабаты; R —— газовая постоянная, Дж/(кг- К)； Т — температура пара, К，
Гидравлические потери в клапане
АРкл = 0,5с^р-(5.63)
Методику более подробного расчета клапанов можно найти в специальной литературе [44 ].
Динамический расчет. Динамический расчет проводится с целью определения сил и моментов, действующих в компрессоре. Результаты динамического расчета используются для определения необходимого махового момента маховика; для расчета противовесов; для определения неуравновешенных сил и моментов, действующих на фундамент; для расчета деталей компрессора на прочность, подшипников на износ и для проектирования системы смазки.
На механизм движения работающего компрессора воздействуют следующие факторы: силы давления пара в цилиндрах; силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно; силы инерции неуравновешенных вращающихся масс; силы трения; вращающий момент.
Для удобства расчета обычно все эти силы представляют в виде удельных сил, отнесенных к единице площади поршня.
Силу давления пара в цилиндре или газовую силу рг определяют из индикаторной диаграммы компрессора, построенной по условиям расчетного режима.
Удельные силы инерции от масс, движущихся возвратно-поступательно, определятся по формуле
Juc = (Л4口c/Fjdr (cos а + 入 cos 2а),(5.64)
где Мпс —— масса частей, движущихся возвратно-поступательно, кг; (о ——угловая скорость вращения вала, равна 2лп, рад/с; г — радиус 140
в кривошипно-шатунном механизмев кривошипно-шатунном механизмедиаграмму длядиаграмму длястроят тангенциальнуюстроят тангенциальнуюформулеформуле
в кривошипно-шатунном механизме
в кривошипно-шатунном механизме
диаграмму для
диаграмму для
строят тангенциальную
строят тангенциальную
формуле
формуле
кривошипа, равный S/2,、 м;入-—отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (入 0,17-?0,22).
Массу Мпс определяют как сумму масс поршня в сборе и одной третьей массы шатуна; для крейцкопфных машин сюда входят массы штока и крейцкопфа..
Удельные силы трения деталей, движущихся возвратно-посту- Ьательно ртр.по, считают постоянными по величине и равными 0,06 МПа.
Суммирование всех сил дает свободную > удельную силу
Рсв = % +」пс + Ртр. ПС* (5.65)
Сила Ав действует по оси цилиндра (рис. 5.33) и может быть разложена на 7?ш ——силу, сжимающую или растягивающую шатун, и ^ ——силу, прижимающую поршень к стенке цилиндра. Эти силы определяются по формулам*
〃ш = 〃cb/COS В И % = Рсв tg £
Силу 〃щ можно разложить на тангенциальную Т и радиальную Z
Т = Рсв sin @ + P)；cosp；Z = рсв cos (а + p)/cos р.
Силы Т и Z воспринимаются опорами коленчатого вала, кроме того, сила Т на плече г создает момент, препятствующий вращению вала. По зависимости Т — / (а)
одного цилиндра. При расположении на одной шатунной шейке двух или более
шатунов индикаторную диаграмму для одного цилиндра в тех же координатах сдвигают по ходу вращения вала на угол развала (угол между осями цилиндров). При двухколенном вале суммируют результирующие диаграммы обоих коленьев с учетом угла между ними.
Среднее значение Тср находят как высоту прямоугольника, площадь которого равновелика площади под кривой Тсум = ср (а), а основание равно длине диаграммы. На тех участках суммарной диаграммы тангенциальных сил, где Т > Т,р кинетическая энергия маховика расходуется, а частота вращения вала уменьшается и наоборот. Неравномерность вращения вала приводит к вибрации 'компрессора и пульсации тока в сети литания электродвигателя.
Степень неравномерности вращения вала можно определить по
(5.66)(5.66)К fF^mTmr
(5.66)
(5.66)
0 = А^Е®，
где / ——избыточная площадь диаграммы (одной волны) над ординатой 7^.р, мм2; гпт 一 масштаб удельной силы Т, Па/мм; % ——мас-
штаб длины окружности вращения кривошипа, м/мм; Ммх「масса маховика, кг; 力мх — диаметр инерции маховика.
В случае привода от асинхронного электродвигателя с ременной передачей или эластичной муфтой степень неравномерности рекомендуется принимать в пределах 6 = 0,044-0,025. При заданной степени неравномерности б по формуле (5.66) можно рассчитать параметры маховика Л4Mx и 厶囂^・ Для встроенных электродвигателей маховой момент ротора должен обеспечивать степень неравномерности 6 в пределах 0,033—0,125.
От неуравновешенных вращающихся масс возникает центробежная сила
」вр = (Мвр/尸п) 0)2Гвр,(5.67)
где Мвр — масса неуравновешенных вращающихся частей, кг; гвр — радиус инерции массы Л4вр, м. Масса Л4вр складывается из масс шатунной шейки, неуравновешенной части щеки вала и части массы шатуна, обычно составляющей Мвр. ш = 0,67Мш, где Мш — масса шатуна, кг.*■
Для уравновешения силы инерции JBp на валу с одним коленом устанавливают два противовеса, масса которых находится из условия 2.Мцргпр = Л4вргвр, где гпр — расстояние от центра тяжести противовеса до оси вращения, м (рис, 5.33).
Силу инерции Juc (5.64) можно разложить на две: силу инерции первого порядка
'/Пс 1 = (%с/尸и)①2r COS а(5.68)
и силу инерции второго порядка
/пс 2 =九(Мпс/尸口)①2 厂 cos 2a.(5.68a)
Обе силы направлены по оси цилиндра, но амплитуда силы JIiC 2 в 1/А раз меньше, а частота изменения вдвое больше, чем у силы
Установим дополнительный противовес с массой Mt и радиусом инерции /\・ Удельная центробежная сила J两力 развиваемая им, будет постоянна йо величине й направлена всегда по лйнии кривошипа
'41= (W^n) О)2ГР
Разложим силу JM х на вертикальную и горизонтальную составляющие: вертикальная составляющая
J в = 7Ж! cos а = (Mr/F^ coViCos а;(5.69)
горизонтальная составляющая■
人=Jm1 sin а =(恥/尸口)со2G sin а.(5.70)
Из сопоставления уравнений (5.68) и (5.69) видно, что при условии /Ипсг = Мггг силы инерции первого порядка полностью уравновешиваются. При этом, однако, появляется дополнительный неуравновешенный момент и неуравновешенная горизонтальная составляющая /п.
Таким образом, противовес может полностью или частично уравновесить силу инерции первого порядка, но при этом возникают силы в направлении, перпендикулярном к осям цилиндра и вала. Пользуясь этим свойством, можно равномерно распределить силу /пс 1 по вертикальному и горизонтальному направлениям, приняв 府 1% = 0,5Л1псл.
В одноцилиндровом компрессоре силы инерции второго порядка противовесами не уравновешиваются. Для их уравновешивания необходимо устройство, значительно усложняющее конструкцию компрессора. Лучшую степень уравновешенности можно обеспечить применением более сложных кинематических схем компрессоров, в частности, с двухколенчатым валом и с вертикальным, угловым или оппозитным расположением цилиндров. Например, схема с V- образным расположением цилиндров под углом 90° характеризуется тем, что равнодействующая сил инерции первого порядка постоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа, что дает возможность уравновесить ее противовесами. Подробные динамические характеристики различных схем компрессоров приведены в работах [8, 30 J.
.§ 5.2. Винтовые компрессоры
Классификация. Принцип работы. Достоинства и недостатки* Типы винтовых компрессоров 〃 их конструктивные схемы. Винтовые компрессоры, как и поршневые, относятся к классу компрессоров объемного принципа действия. Повышение давления пара (газа) в них достигается за счет уменьшения замкнутого объема； образуемого впадинами винтов и стенками корпуса.
.Винтовые компрессоры являются быстроходными машинами, они не имеют всасывающих и нагнетательных клапанов, их вращающиеся рабочие органы — винты работают, как правило, не касаясь друг друга и корпуса. Взаимное касание только винтов допускается при подаче в компрессор смазывающей жидкости.
В зависимости от фазового состояния, соотношения фаз и состава рабочего вещества винтовые компрессоры делятся на следующие типы:
винтовые маслозаполненные компрессоры (ВМК);
винтовые компрессоры сухого сжатия (ВКС), в которых основные детали могут охлаждаться паром или жидкостью;
винтовые компрессоры мокрого сжатия, работающие с впрыском в рабочие полости сравнительно небольшого количества жид- 'кости, главным образом, с целью снижения температуры сжимаемого пара (газа).
В народном хозяйстве страны применяются все типы винтовых компрессоров, В холодильной технике в настоящее время применяются преимущественно винтовые маслозаполненные компрессоры как в паровых, так и в газовых компрессорных холодильных машинах. Масло в рабочие полости впрыскивается в значительном коли- чествё. Оно предназначено для уплотнения зазоров между рабочими 143
органами компрессора; для отвода теплоты сжатия пара и от нагретых деталей; для смазывания компрессора и для снижения уровня звука.
По числу основных деталей ——роторов ——винтовые компрессоры могут быть одно-, двух- и многороторными. Последние не получили применения. Некоторое применение нашли однороторные компрессоры. Наибольшее распространение получили двухроторные винтовые компрессоры. На рис. 5.34 показана конструктивная схема двухроторного холодильного маслозаполненного компрессора.
Компрессор состоит из корпуса 2, имеющего вертикальный разъем, передней крышки / с камерой всасывания и задней крышки 3. В цилиндрических расточках корпуса помещаются ведущий (ВЩ) 5 и ведомый (ВМ) 4 роторы, вращающиеся в опорных подшипниках скольжения 6 (или качения). На средней утолщенной части ротора нарезаны зубья ВЩ и ВМ винтов, входящих во взаимное зацепление, подобно зубчатым колесам. Осевые силы, действующие на роторы, воспринимают упорные подшипники 7. Часть осевой силы снимают разгрузочные поршни 8. В нижней части корпуса ——в области сжатия пара —— в цилиндрической расточке помещен золотник 9, предназначенный для регулирования производительности компрессора. Ог проворачивания вокруг своей оси его предохраняет направляющая шпонка, позволяющая в то же время свободно перемещаться золотнику вдоль оси.
Наличие золотника является характерной особенностью холодильных винтовых компрессоров, но не только холодильных, так как в последние годы некоторые фирмы начали выпускать воздушные (газовые) винтовые маслозаполненные компрессоры с золотниковым регулированием производительности.
Винтовые компрессоры современной конструкции появились сравнительно недавно.
В 1949 г. в нашей стране были созданы методики расчета винтовых компрессоров и инструмента для изготовления винтов, а в 1952 г. были изготовлены первые образцы воздушных и газовых машин. Последние работали с вспрыском в рабочее пространство воды.
В компрессорах сухого, а также мокрого сжатия взаимное касание винтов не допускается и поэтому синхронизация их вращения достигается благодаря наличию пары зубчатых колес ——шестерен связи, расположенных соответственно на валах ВЩ и ВМ винтов. Кроме того, шестерни связи передают обычно небольшой крутящий момент с одного ротора на другой (см. с. 197).
В конце 50-х начале 60-х годов появились винтовые компрессоры, работающие с впрыском масла, получившие название маслозапол* ненных. Их конструкция по сравнению с компрессорами сухого сжатия и машинами, работающими с впрыском капельной жидкости, не обладающей смазывающими свойствами, несколько упростилась. Оказались излишними шестерни связи, так как при наличии смазки допускается взаимное касание винтов компрессора, чем и обеспечивается их кинематическая связь. Упростились узлы уплотнений и подшипников.
doguduJiGM HNHHaHlfoupmoFlBW «OMOHSSM qHqlrHHOITOX mlqHdo-LodxKg 口 Tg dHd
В холодильных машинах винтовые маслозаполненные компрессоры начали применяться в 1960—1962 гг. при работе на R717.
В нашей стране впервые был спроектирован, изготовлен и исследован (на кафедре холодильных маншн ЛТИХП) холодильный винтовой маслозаполненный компрессор в составе паровой холодильной машины. Рабочим веществом являлись аммиак и хладоны R12, R22.' Данные этих исследований, а также работы других исследовательских и проектных организаций (ВНИИхолодмаша, СКВ по компрессоростроению и др.) легли в основу расчета первых холодильных винтовых компрессоров, созданных в Советском Союзе и серийно выпускаемых на ряде заводов.
Всасывание-Всасывание-Рис. 5.35, Схема однороторного винтового маслозаполненного компрессора:Рис. 5.35, Схема однороторного винтового маслозаполненного компрессора:J — ротор; 2 ——уплотнительный диск; 3 —камера всасывания; 4 — корпус компрес-сора; 5 — окно нагнетания; 6 — вал ком-прессора; 7 -- окно уллотнмтельлого дискаJ — ротор; 2 ——уплотнительный диск; 3 —камера всасывания; 4 — корпус компрес-сора; 5 — окно нагнетания; 6 — вал ком-прессора; 7 -- окно уллотнмтельлого дискаОднороторный винтовой компрессор в маслозаполненном варианте имеет один многоза- ходный винт 1 (нарезанная часть ротора) и один или два (рис. 5.35) уплотнительных диска 2 сбоку. Оси вращения винта и уплотнительных дисков скрещиваются под прямым углом. Зубья уплотнительных дисков перекрывают впадины между зубьями винта по ди а- ? метральной плоскости, разделяя $ тем самым винт и его впадины на две части. Каждая часть работает обособленно: с одного торца происходит заполнение полостей всасываемым паром, с другого ——после внутреннего сжатия, происходит нагнетание
Всасывание-
Всасывание-
Рис. 5.35, Схема однороторного винтового маслозаполненного компрессора:
Рис. 5.35, Схема однороторного винтового маслозаполненного компрессора:
J — ротор; 2 ——уплотнительный диск; 3 —камера всасывания; 4 — корпус компрес-сора; 5 — окно нагнетания; 6 — вал ком-прессора; 7 -- окно уллотнмтельлого диска
J — ротор; 2 ——уплотнительный диск; 3 —камера всасывания; 4 — корпус компрес-сора; 5 — окно нагнетания; 6 — вал ком-прессора; 7 -- окно уллотнмтельлого диска
через окно в корпусе. Достоинством одновинтового компрессора является хорошая уравновешенность винта от действия радиальных сил при параллельной работе обеих частей. Однако моменты сил, осевые силы как и силы, действующие на уплотнительные диски, не уравновешиваются.
Такие компрессоры выпускаются некоторыми зарубежными фирмами в составе холодильных агрегатов средней и большой (до 1300 кВт) холодопроизводительности. В СССР выдано несколько авторских свидетельств на изобретение однороторных винтовых компрессоров 工・ Некоторые из этих изобретений были осуществлены
'А. с, 101569 (СССР) от 1958 г. А. с. 134803 (СССР). Тороидный двухступенчатый компрессор/С. И. Ш и б р я. Опубл, в Б. И., 1961, № 1.
146
в наш?й стране в начале 50-х годов. Компрессоры предназначались для сжатия газов, в частности воздуха, с впрыском воды и без него, В этом случае боковые уплотнительные диски не должны касаться винта своими зубьями, а для этого необходимо связать синхронным движением валы уплотнительных дисков и вал винта, чего не требуется у маслозаполненных компрессоров. Кинематика связи валов конструктивно сложна, что и затрудняет распространение таких компрессоров.
Однороторные винтовые компрессоры мало исследованы, но из сказанного ясно, что перспективу широкого применения могут получить маслозаполненные машины, если удастся уменьшить протечки пара через зазоры и потери давления в окнах.
В силу указанных причин в дальнейшем будем рассматривать двухроторные винтовые компрессоры, получившие применение преимущественно в холодильной технике.
Принцип действия двухроторного винтового компрессора (см. рис. 5.34), Рассматривая принцип действия винтового компрессора, необходимо иметь в виду следующее: корпус компрессора имеет окно всасывания и окно нагнетания, расположенные приблизительно по диагонали, если смотреть сбоку на цилиндрические расточки (отверстия) для винтов; винты представляют собой косозубые крупномодульные цилиндрические шестерни постоянного осевого шага с Зубьямн специального профиля. Зубья парных винтов при взаимной обкатке образуют теоретически беззазорное зацепление. В полости (впадины) между зубьями из камеры через окно всасывания поступает пар.
Окно всасывания занимает только часть (хотя и большую) торцевой площади, ометаемой зубьями винта. Окно напоминает греческую букву о, так как имеет перемычку (см. рис. 5.44).
Всасывание начинается в тот момент, когда очередные полости ВЩ й ВМ винтов подойдут и затем соединятся с окном всасывания. К этому моменту лишь часть объема полостей освободилась от зубьев. По мере вращения винтов освобождающийся объем полостей увеличивается, процесс всасывания продолжается.
В определенный момент торцы впадин винтов подходят к перемычке окна и отсоединяются от камеры всасывания, после чего наступает процесс переноса газа, заметно выраженный обычно у ВМ винта.
При дальнейшем вращении полости ВЩ и ВМ винтов, начиная с полости ВЩ постепенно заполняются зубьями парного винта. Объемы полостей, заполненные паром, постепенно уменьшаются, поскольку после окончания процессов всасывания и переноса полости еще не подошли к окну нагнетания, находящемуся с противоположного торца винтов, и не соединились с ним. Пар, перемещаясь вдоль полостей винтов в сторону торца (и камеры) нагнетания, одновременно сжимается и его давление повышается.
' Окно нагнетания, расположенное в основном с торца и частично сбоку винтов в корпусе компрессора, имеет такие размеры, которые обеспечивают, с одной стороны, получение заданного внутреннего
давления сжатия пара в полостях винтов, с другой ——приемлемую скорость движения пара через окно нагнетания. В момент соединения полостей с окном нагнетания заканчивается процесс внутреннего сжатия в компрессоре и начинается процесс нагнетания (выталкивания) рабочего вещества. Необходимо иметь в виду, что рабочие полости ВЩ и ВМ винтов, в которых осуществляется в данный момент процесс сжатия, в силу своих геометрических форм всегда соединены между собой и образуют одну парную полость (см\ рис. 5.34, 5.43). Таким образом, полости, следующие одна'за другой при вращении винтов, заполняются паром с торца всасывания и освобождаются от него с противоположного торца ——нагнетания, причем ни одна парная полость не может быть соединенной одновременно с камерами всасывания и нагнетания.
Если мысленно провести плоскость, в которой лежат обе оси вращения винтов — плоскость осей, то по одну сторону плоскости будет располагаться в основном область всасывания, по другую「 область сжатия, т. е. область повышенных давлений. '
В винтовом компрессоре, как и во всех машинах объемного сжатия, процессы всасывания, переноса, сжатия н нагнетания имеют циклический характер, строго следуя один за другим. Их частота определяется частотой вращения ВЩ винта и и числом его впадин (зубьев) г. При и — 50 с-1 и г = 4 частота циклов в секунду составит пг = 200, что практически воспринимается как непрерывная подача рабочего вещества.
На рис. 6,36 приведена схематизированная конструкция холодильного ВМК, разработанная СКВ по компрессоросзроению. Внешние обводы корпуса компрессора в поперечном сечении представляют собой правильную окружность, что существенно улучшает его технологичность, облегчает центровку деталей корпуса, упрощает сборку, уменьшает его деформацию. Все это окупает некоторое увеличение массы и одного из габаритных размеров корпуса. Отметим при этом, что диаметраль окружности корпуса смещена в сторону золотника и не лежит в плоскости осей винтов.
Привод компрессора осуществляется за ВМ винт 9, однако полный крутящий момент компрессора получает ВЩ винт 20 через пару зубчатых колес 8 и 23, поскольку зубья винтов с асимметричным профилем СКВ по компрессоростроению не допускают передачу механической энергии от ведомого винта к ведущему. Благодаря составному колесу 8 зубчатая пара позволяет произвести необходимую регулировку боковых зазоров между зубьями винтов. Таким образом, здесь зубчатые колеса 8 п 23 одновременно выполняют и функции шестерен связи.
Разгрузочный поршень 15 имеется только на ВЩ винте, более нагруженного осевой силой. Назначение других деталей и узлов — обычное для ВМК.
Рабочие зазоры в винтовых компрессорах существенно влияют на объемные и энергетические показатели машин. В винтовых компрессорах сухого сжатия зазоры обычно существенно больше, чем у маслозаполненных. Исследованиями, проведенными на кафедре 148
холодильных машин ЛТИХПа, установлена возможность надежной работы хладоновых ВКС с такими же зазорами, как и у маслоза- nov4HeHHbix компрессоров. Критерием здесь является температура нагнетания, которая у хладоновых холодильных компрессоров обычно не превышает 100 ℃.
Важным достоинством двухроторных винтовых маслозаполненных компрессоров является возможность регулирования их производительности в широком диапазоне： от полной до примерно 15 % (благодаря наличию золотника 2, рис. 5.36). Перемещаясь вдоль оси в сторону торца нагнетания, золотник открывает доступ пара из рабочих полостей в камеру всасывания, тем самым фактически сокращает рабочую длину винтов и, следовательно, производительность компрессора. При пуске компрессора необходимо уменьшить до минимума потребляемую им мощность. С этой целью золотник перемещают в крайнее положение, в сторону нагнетания, тем самым обеспечивая минимальную производительность компрессора и соответственно минимальную пусковую мощность.
Применение регулирующего золотника позволяет осуществлять один из наиболее экономичных способов регулирования нроизвонн- тельности, обеспечивающего в конечном итоге значительную экономию энергии.
Технико-экономическая характеристика ВМК. В холодильной технике винтовые маслозаполненные компрессоры применяются в настоящее время в области холодопроизводительности примерно от 50 до 3500 кВт при работе на R12, R22 и R717.
Частота вращения ВЩ ротора компрессора обычно составляет от 200 с-1 (12 000 об/мин) до 30 с-1 (1500 об/мин) в зависимости от диаметра винтов, обеспечивая оптимальное значение основного кинематического показателя ——окружной скорости на внешней окружности винта. Последняя для маслозаполненных компрессоров должна находиться в пределах от 28 до 55 м/с в зависимости от степени повышения давления, типа холодильного агента, профиля зубьев (см. рис. 5.66).
Для ВКС окружная скорость значительно выше и определяется типом рабочего вещества, профилем зубьев, степенью повышения давления, разностью давлений нагнетания и всасывания и рядом других факторов (см. {33 ]).
Энергетическая эффективность лучших холодильных ВМК при оптимальных условиях работы находится на уровне поршневых компрессоров, уступая эффективности последних при малой холодопроизводительности. Л1ассогабаритные показатели холодильных ВМК существенно лучше показателей поршневых компрессоров. Перепад давлений между нагнетанием н всасыванием в холодильных маслозаполненных компрессорах достигает 1,7——2,1 МПа.
По сравнению с поршневыми компрессорами можно отметить следующие достоинства винтовых: высокая надежность и большой моторесурс; значительно большая быстроходность, что предопределяет лучшие массогабаритные показатели; отсутствие деталей, совершающих возвратно-поступательное движение и сопутствующих
s
.gB?-济厭:纟髓^食患福:-f真嚣爵dw:i」xw^ё§0§^ ・9g gd
ему сил инерции; вращающиеся детали динамически полностью уравновешены, что исключает необходимость в массивных фундаментах; отсутствие таких недолговечных деталей, как клапанк, поршяевоте кольца, а также высоконапряженных деталей; стабильность энергетических и объемных показателей в течение длительной эксплуатации; малые газодиламическне потери давления в окнах всасывания и нагнетания вследствие отсутствия клапанов; практически исключен гидравлический удар; возможность работы на двухфазных средах; возможность эксплуатации, исключающей постоянное присутствие обслуживающего персонала.
Эти достоинства предопределили их меньшую себестоимость, — более низкие капитальные затраты и эксплуатационные расходы, 'отнесенные к единице холодопроизводительности. К сказанному следует добавить, что винтовые компрессоры сухого сжатия обеспечивают подачу рабочего вещества, совершенно не загрязненного маслом.
Однако винтовые компрессоры имеют постоянную геометричс- скую степень сжатия 8Г, а машины малой холодопроизводительности, кроме того, — относительно большие обратные протечки пара через щели внутри компрессора, чем и объясняется их несколько худшая энергетическая эффективность по сравнению с поршневыми компрессорами такой же производительности.
По сравнению с центробежными компрессорами винтовые маслозаполненные холодильные компрессоры обладают следующими преимуществами: отсутствие помпажных зон (см. гл. 6); возможность работы на любых холодильных агентах без существенного изменения конструкции; отсутствие функциональной связи между частотой вращения роторов и степенью повышения давления; экономичное регулирование производительности изменением частоты вращения компрессора без изменения степени повышения давления, а также регулирование производительности золотником.
Важным достоинством винтовых компрессоров является также их особенность, позволяющая в одноступенчатом компрессоре осуществить двух- или более ступенчатое сжатие, пропустив соответствующую часть пара через промежуточные теплообменники. Такой принцип удачно реализован в цикле холодильной машины с доза- рядкой (с так называемым экономайзером, см. рис. 4.19), Отметим также, что использование этой особенности существенно повышает энергетическую эффективность холодильных машин с винтовым компрессором.
Винты компрессора. Производительность компрессора при про-- .чих равных условиях зависит от объема впадин (полостей) винтов. Теоретический объем полостей винтов определяется следующими основными параметрами: числом зубьев на одном из винтов, например ведущем z* или ведомом %；' передаточным числом 1 i12 = zjzx = = 胃丿胃2； ‘21 = 1//12； межосевым расстоянием 4 (см. рис. 5.36); внеш-
工 Индексы 1 и 2 здесь и далее относятся соответственно к ведущему и ведомому винтам. •-
ними диаметрами винтов Dr и 办含；длиной винтов, т. е. нарезанной частью ротора /в.
Эти параметры определяют в основном теоретическую объемную производительность машины за один оборот ведущего винта, представляющую собой аналог объемной производительности за один рабочий ход поршневого компрессора. Некоторое влияние на теоре- тическ^чо объемную производительность при прочих равных усло^ виях оказывает тип профиля зубьев винтов.
Среди названных выше основных параметров не указан угол 0н наклона винтовой линии зубьев на начальных цилиндрах винтов, так как непосредственно на теоретическую производительность он влияния не оказывает. Однако от него зависит возможность внутреннего сжатия пара в компрессоре, существенно зависят размеры окон всасывания и нагнетания и, следовательно, при прочих равных условиях ——газодинамические потери. Таким образом, параметр рн косвенно влияет на действительную производительность машины.
Основные параметры позволяют получить ряд производных от них параметров винтов, необходимых и удобных для конструирования винтов, элементов корпуса, расчета мерительного и режущего инструментов. К таким параметрам относятся диаметры начальных окружностей ВЩ и ВМ винтов:
&н尸］不沁；& = %%= :?/g='lBi*J'(5・71)
Ход винтовой линии (зуба) ВЩ и ВМ винтов:
月=認；%2 =矗.侍.72)
Угол закрутки винта ——угол, на который повернут торец нагнетания по отношению к торцу всасывания ВЩ и ВМ винтов:
% =厶晋=厶急tg0H=今tg也；(5.73)
TS3 =厶爸■=尚 tg^H，(5.73a)
где 〃н = Q,5dj_館 厂骐=0,5d2H.
Из этих зависимостей получим:
詈=强=先一仆(&74)
Номинальная высота головки зуба ВЩ винта равна номинальной высоте ножки зуба ВМ винта:
а = 0,5 (Dj — d1H).(5.75)
Номинальная высота ножки зуба ВЩ винта равна номинальной высоте головки зуба ВМ:
‘q = 0,5 (D2 — Йан).(6.76)
：Относительная .высота головки и ножки ВЩ зуба: 2=@仇h；to = г"1h.
(5.77)(5.77)Определение оптимальных значений указанных выше величин имеет большое значение, так как от них при прочих одинаковых условиях зависят основные технико-экономические показатели компрессора. Эти же величины определяют всю совокупность размеров врштов, охватывающих известный диапазон производительности н ус〃овнй работы.
(5.77)
(5.77)
Винты, являясь наиболее сложной и точной деталью компрессора, требуют для своего изготовления специального инструмента,
Рис. 5.38. Торцевое сечение ВЩ (а) и ВМ (6) винтов типоразмерного ряда с зубом асимметричного профиля: 瓦 = =1,5&= 42°22'2,28"; 62 = 1,5“ = =19。42’ 49,104"; 05 = 47° 5y 32,28"; 鱼=25。20‘ 19,104"; %= 31。59‘4h28";98 = 16° 53, 32,64"Рис. 5.38. Торцевое сечение ВЩ (а) и ВМ (6) винтов типоразмерного ряда с зубом асимметричного профиля: 瓦 = =1,5&= 42°22'2,28"; 62 = 1,5“ = =19。42’ 49,104"; 05 = 47° 5y 32,28"; 鱼=25。20‘ 19,104"; %= 31。59‘4h28";98 = 16° 53, 32,64"Рис. 5,37, Торцевое сечение ВМ (а), и ВЩ (6) винтов типоразмернсго ряда с зубом симметричного эллиптического профиля: G] =29° 03' 45, 8385"; 2а0 — =31° 52 ' 28,323";备=19° 22’ 3 0,559";
Рис. 5.38. Торцевое сечение ВЩ (а) и ВМ (6) винтов типоразмерного ряда с зубом асимметричного профиля: 瓦 = =1,5&= 42°22'2,28"; 62 = 1,5“ = =19。42’ 49,104"; 05 = 47° 5y 32,28"; 鱼=25。20‘ 19,104"; %= 31。59‘4h28";
98 = 16° 53, 32,64"
Рис. 5.38. Торцевое сечение ВЩ (а) и ВМ (6) винтов типоразмерного ряда с зубом асимметричного профиля: 瓦 = =1,5&= 42°22'2,28"; 62 = 1,5“ = =19。42’ 49,104"; 05 = 47° 5y 32,28"; 鱼=25。20‘ 19,104"; %= 31。59‘4h28";
98 = 16° 53, 32,64"
2丫23= 21。14, 52,882"
приспособлений, станочного оборудования. Ограничения по этим причинам числа типоразмеров винтов, увеличивая серийность их изготовления, при одновременном обеспечении унификации других деталей дают большой экономический эффект.
С учетом этих обстоятельств, в нашей стране были разработаны типоразмерные ряды на винты и винтовые компрессоры [33, 45]. В табл. 5.3 и 5.4 приведены некоторые типоразмерные ряды винтов, а на рис. 5.37 и 5.38 —■ их торцевые сечения.
Tpe6o8cmusi к зацеплению винтов. Одним из условий возможности внутреннего сжатия газа в винтовом компрессоре является отделение области всасывания от области сжатия. Для этого необходимо ■обеспечить герметичность в направлении, нормальном к плоскости осей, —■ назовем ее поперечной. Кроме того, в самой области сжатия, где происходит уменьшение объема парных полостей, необходима их взаимная изоляция. Для этого кроме поперечной должна осуществляться также продольная, иначе осевая герметизация. В области всасывания осевая герметизация не только излишня, но и вредна, так как она ухудшает наполнение полостей зарядом
свежего пара.
gТаблица 5.3
Некоторые данные типоразмерного ряда винтов с эллиптическим симметричным профилем зубьев (номинальные размеры)
Параметры (см. рис. 5.37)
Внешний диаметр ВЩ винта (О2
=D) мм
50
63
80
100
125
160
200
250
315
400
500
G30
dm, мм
32
40,32.
51,2
64
80
102,4
128
160
201,6
256
320
403,2
d2H, мм
48
60,48
76,8
96
120
153,6
192
240
302,4
384
480
604,8
А, мм
40
50,4
64
80
100
128
160
200
252
320
400
504
diBH =日
2ВН，ММ
30
37,8
48
60
75
96
120
150
189
240
300
378
а, мм
9,0
11,34
14,4
18,0
22,5
28,8
36,0
45,0
56,7
72,0
,90,0
изл
'Ь, мм
8,0
10,08
12,8
16,0
20,5
25,6
32,0
40,0
50,4
64,0
80,0
100,8
%, мм
L0
1,26
1,6
2,0
2,5
3,2
4,0
5,0
6,3
8,0
10,0
12,6
/1П，см2
■1,73
2,74
4,42
6,90
10,78
17,67
27,61
43,14
68,49
110,45
173,0
274,0
府m см2
%, см3
% =
при:
1,23
1,96
3,16
4,93 .
7,71
12,63
19,74
30,84
48,96
78,94
123,0
196,0
1,04
14,4
23
58
из .
221
464
904
1770
3540
〔7 240
14 160
28 300
■%=
1,35 А
19,5
38
78,3
153
300
627
1224
2390
4770
9 770
19 090
38 190
% =
1,55
21,3
42
87
168
332
696
1328
2593
5180
10 620
20 750
41 510
1；4 н 4：々=6. 2. %= 59。10' 11,772"穽％ = 3*00° при / = 1,0. 3.卩=5Г 2Я* 17,208；^ = 304е и T1Q 工 337,8。при
1,5。; соответственно.ld13г
-- -^Таблиц а 5.4
Некоторые данные винтов с асимметричным
профилем зубьев СКБ по компрессоростроению (номинальные размеры)
Внешний диаметр
ВЩ винта
(D? н DJ
(см. рис. 5.38)
80
100.
125
160
200
250
315
400
500
630
& мм
51,2
64
80
102,4
128
160
201,6
256
320
403,2
&2Н，ММ
76,8
96
120
153,6
192
240
302,4
384
480
604,8
Л, мм
64
80
100
128
160
200
252
320
400
504
diBH = d^BH，мм
48 .
60
75
96
120
150
189
240
300
378
at мм
14,4
18,0
22,5
28,8
36,0
45,0
56,7
72,0
90,0
113,4
,мм
17,6
22,0
27,5
35,2
44,0
55,0
69,3
88,0
110,0
138,6
/, мм
1,6
2,0
2,5
3,2
4,0
5,0
6,3
8,0
10,0
12,6
右口，ем2
4,44
.6,94
10,85
17,77
27,77
43,39
68,89
Ш,09
173,57
275,57
/гп. см2
3.18
4,97
7,76
12,12
19,88
31,06
49,31
79,51
124,23
197,23
步口，см3 при:
/в = 0,901
54,2
106
207 -
434
848
1656
3313
6784
13 250
26 505
/b = 1,001
58,6
114,4
223
468
915
1787
3575
7320
14 297
28 600
%= 1,355
79,1
154
301,8
632,8
1236
2414
4829
9688.
19 312
38 612
Примечания:
.г- = 4; г
=6. 2. ₽
—59。10'
11,772，力
=270。 и
「工 R 300°
при /в н 0,9Dx и /в == l,0D] соответственно. 3. 6口 =
1 н 51。29' 17,208", %
& = 304° при Q = 1,35%.
Из этих противоречивых требований к профилям зубьев винтов вытекает необходимость применения неодинаковых ветвей передней и тыльной частей профиля зуба, чем н объясняется применение асимметричных профилей. Только они могут одновременно обеспечить: 1) осевую герметичность парных полостей винтов в области сжатия; 2) свободный массообмен между полостями в области всасывания, обусловливающий их лучшее наполнение. Необходимо также иметь в виду, что полная осевая герметичность в области сжатия возможна только теоретически. Наличие зазоров между зубьями винтов, а также между винтами и корпусом обусловливает массообмен, нарушая поперечную и продольную герметичность.
Различают теоретический, номинальный и действительный размеры зубьев винтов и элементов их зацепления. Теоретический размер профиля зубьев винтов обеспечивает их беззазорное зацепление при теоретическом расстоянии между осями винтов. Теоретические значения этих элементов используются для аналитических расчетов винтов и их зацеплений, расчетов режущего и мерительного инструментов, предназначенных для изготовления винтов.
Для образования зазоров между зубьями винтов занижают (уменьшают) теоретические размеры некоторых элементов зубьев обоих винтов или одного из них, а также производят раздвижку осей винтов, несколько увеличивая теоретическое межосевое расстояние [33]. Применяется и комбинированный метод. В результате таких отступлений от теоретических размеров профиль зубьев и элементы зацепления (в частности, межосевое расстояние) получают номинальные (чертежные) размеры.
Действительные размеры, полученные при изго-, товлении деталей вследствие технологических погрешностей, отличаются от номинальных, хотя это отличие и незначительное. Оно регламентируется допусками на изготовление. 、
Требования к теоретическим профилям зубьев винтов. Они вытекают из необходимости обеспечения поперечной герметичности между областями всасывания и сжатия, а также осевой герметичности между полостями в области сжатия. Напомним прежде всего некоторые определения.
Профилем зуба называют контурные линии, ограничивающие сечение зуба в одной из плоскостей ——торцевой, нормальной к оси зуба или осевой. Тип профиля полностью характеризуется аналитическими зависимостями в одной из этих плоскостей.
Профили зубьев ВЩ и ВМ винтов компрессора состоят из отдельных аналитически однородных рационально припассованных друг к другу участков. В частном случае участок может быть стянут в точку. Из теории зацеплений известно, что для непрерывного касания профили должны быть взаимно огибаемыми.
Линией зацепления называется геометрическое место точек касания профилей на неподвижной плоскости. В качестве такой плоскости выбирается, как правило, торцевая. Поскольку профили зубьев ВЩ и ВМ винтов состоят из отдельных участков, то и линия 158
зацепления состоит из отдельных взаимно припассованных аналитических однородных участков.'''
Линией контакта зубьев называется линия касани^ ВЩ и ВМ винтов, имеющих теоретические размеры. Она также состоит из отдельных участков. Для винтовых поверхностей она всегда располагается в пространстве./'
； Выполнение указанных выше требований к теоретическому зацеплению винтов зависит от профилей, которые должны обладать следующими свойствами: 1) непрерывностью линий контакта винтов； 2) замкнутостью линии зацепления； 3) вершина линии зацепления со стороны входа зубьев в зацепление (в области сжатия) должна совпадать с точкой пересечения отверстий (расточек) в корпусе под винты (см. рис. 5.41, 5.42 а др., точки Я и 〃'). Если эти точки строго совпадают, то обеспечивается полная (при зацеплении теоретических профилей) осевая герметичность полостей в области сжатия. Выполнение первых двух условий обеспечивает также поперечную герметичность.
Типы профилей зубьев винтовых компрессоров. Для различных участков профиля зубьев применяется несколько известных аналитических кривых; дуги окружности; трохоидные кривые; эллипс, эвольвента и др. В зависимости от того, какая кривая преобладает в составе профиля зуба и сообщает важные особенности зацеплению винтов, профили зубьев получили название: окружные или круговые, циклоидальные, эллиптические и др.
Общее очертание зуба (и впадины) по отношению к радиальной прямой, проведенной из центра через вершину зуба или ее середину, может быть симметричным или несимметричным. В соответствии с этим зубья винтов компрессора делятся на симметричные (см. рис. 5.37) и асимметричные (см, рис. 5.38). Если зубья располагаются по обе стороны начальной окружности (хотя и неодинаковые по высоте внутри и вне ее), они называются двусторонними (рис. 5.37, 5.38). В этом случае зубья ВЩ винта состоят в основном из головок и коротких ножек. Зубья ВМ винта состоят соответственно в основном из ножек и коротких по высоте головок. В силу такого расположения элементов зубьев основные свойства зацепления винтов определяются типом кривых, использованных для очерта- ■ ния головок зуба ВЩ винта (и соответственно ножек ВМ), и расположением радиальной прямой к вершине зуба ——действительной или условной (у асимметричного зуба) оси симметрии.
Сказанное позволяет сделать вывод о том, что в качестве эталонных винтов для приближенных расчетов могут быть приняты в не- ■ которых случаях винты с односторонним профилем зуба.
Профиль односторонних асимметричных зубьев ЛКИ состоит из следующих аналитически однородных участков (рис. 5.39).
Зуб ВЩ винта: ДГВГ ——эпициклоида, образованная точкой, производящей окружности диаметром Z^p = 0,5d2H; ВгСг ——укороченная эпициклоида, описанная точкой В2 зуба ВМ винта; ClD1 —— окружность радиуса г, центр которой лежит на условной оси зуба
Рис. 5.39. Профиль односторонних асимметричных зубьев Ленинградского кораблестроительного института (ЛКИ)Рис. 5.39. Профиль односторонних асимметричных зубьев Ленинградского кораблестроительного института (ЛКИ)
Рис. 5.39. Профиль односторонних асимметричных зубьев Ленинградского кораблестроительного института (ЛКИ)
Рис. 5.39. Профиль односторонних асимметричных зубьев Ленинградского кораблестроительного института (ЛКИ)
на расстоянии b от центра колеса (винта) О「В частном случае b ~ = Пн； DR — укороченная эпициклоида, образованная точкой £2 зуба ВМ винта; E1F1 — эпициклоида, образованная точкой той же производящей окружности dnp. Соответствующие дуги начальных окружностей равны, т. е. A1F1 A^F2.
Зуб ВМ винта: участки Л2В2 и E2F2 — радиальные прямые ■ длиной е. Такие радиальные участки аналитически являются гипоциклоидами, образованными , точкой производящей окружности диаметром dnp = 0,5d2H при перекатывании ее без скольжения внутри начальной окружности d2H; В02 — огибающая кривая окружного профиля C1Dl. В частном случае, когда % =「in，участок B2D2 является окружностью радиуса г с центром в полюсе зацепления Ро. Участок 2£2 — удлиненная эпициклоида, очерченная точкой D* зуба ВЩ винта при взаимном перекатывании начальных окружностей 九 и d2H без скольжения.一
Названные участки образуют теоретический профиль зубьев, входящих в зацепление без зазора при межосевом расстоянии Л = %н + %н・ Винты с таким профилем зубьев были > разработаны и применены в экспериментальном компрессо
ре Ленинградского кораблестроительного института в 1949 г., компрессор испытан в 1952—1953 гг.
Благодаря наличию радиальных участков Л2В2 и E2F2 и соответствующих им огибающих А1В1 и Е& на зубе ВЩ винта ^профили зубьев допускают контакт при наличии масла. Они могут быть использованы в маслозаполненных компрессорах при отсутствии шестерен связи в случае привода от двигателя за вал ВЩ винта.
Отсутствие головки у зуба ВМ винта и ножки у ВЩ уменьшает площадь впадин и, следовательно, производительность компрессора. Такой профиль целесообразно применять в компрессорах малой и средней холодопроизводительности. Фирма «Атлас Копко» (Atlas Copco) применяет такой профиль в газовом маслозаполненном компрессоре малой производительности.
Линия зацепления при b = г1н на торцевой плоскости обозначена точками HrnPomC1D1H,——это замкнутая линия, а ее вершина- точка Н‘ находится вблизи точки Я — гребня (кромки) расточек корпуса под винты в области сжатия. Это указывает на то, что осе- 160
вое отверстие, нарушающее герметичность, при малом размере е невелико, и им можно пренебречь. Для такого же профиля на рис. 5.40 показаны линии зацепления /—九一(2, 3)—т—4—5—1 (левая проекция) и контакта 1—2—3—4—5—/ и т. д. (на правых проекциях). В области всасывания крайняя точка 4 линии зацепления далеко удалена от точки М гребня, вследствие чего образуется отверстие FOi г (заштрихованное на левой проекции). Но в области всасывания, как указывалось, оно способствует выравниванию дав-
aHQdQE3aHQdQE3ведущий Ьинтведущий ЬинтКромка расточки корпусаКромка расточки корпусаКпн-Е3s9 5Кпн-Е3s9 5Ведомый винт по АВедомый винт по А57wgg§g" DHQdoEO57wgg§g" DHQdoEOКПНЮЕЗНЗЮН 3 HHQdQEaКПНЮЕЗНЗЮН 3 HHQdQEa
aHQdQE3
aHQdQE3
ведущий Ьинт
ведущий Ьинт
Кромка расточки корпуса
Кромка расточки корпуса
Кпн-Е3s9 5
Кпн-Е3s9 5
Ведомый винт по А
Ведомый винт по А
57wgg§g" DHQdoEO
57wgg§g" DHQdoEO
КПНЮЕЗНЗЮН 3 HHQdQEa
КПНЮЕЗНЗЮН 3 HHQdQEa
Рис. 5.40. Винты с односторонним асимметричным профилем ЛКИ лений в полостях. И, напротив, в области сжатия точка / линии зацепления близко находится от кромки Н, что указывает на хорошую осевую герметичность этого профиля в области сжатия.
Профиль двусторонних асимметричных -зубьев отличается от односторонних асимметричных тем, что зуб ВМ винта имеет головку, а ВЩ, соответственно, ножку (рис. 5.41). Боковые участки профиля головки зуба ВМ винта Л2/2 и Е?尸2 очерчены обычно одинаковыми аналитическими кривыми:- окружностью, эпициклоидами или иными кривыми. Соответственно профиль зуба ножки ВЩ винта является его огибающим. На участках Л2/2 н &尸2 чаще всего применяется дуга окружности радиуса г о, плавно сопрягающаяся с соседними участками профиля (в точках А., /2, £? н 尸?)• Тогда высота головки зуба ВМ винта равна %.
На зтрх участках встречаются и другие кривые, например эвольвенты, однако из-за малой длины этих участков зуба тип их профиля
6 П/р И. Л Сакуна/161
практически не оказывает влияния на характеристику и другие качества компрессора. Вместе с тем благодаря наличию головки зуба теоретическая производительность компрессора при прочих равных условиях увеличивается примерно на 6—8 %.
Теоретическое исследование зацепления профилей A1D1 и Л2О2 показало [33 ], что при определенных значениях размера b < ги особые точки (петли, точки возврата) на теоретическом профиле зуба ВМ винта (огибающем соответствующий участок зуба ВЩ) 1 исчезают. В этом случае отпадает необходимость замены части профиля зуба ВШ винта эпициклоидой (см. [33 ]). Такой профиль зубьев
СКВ по компреесоросгроению принят в типоразмерном ряду маслозаполненных компрессоров 〔91 —— (рис. 5.41). В этом профиле b < < г1н; участки Л2/2 и Е?尸2 — эпициклоиды; AJ1 и E^i — соответствующие им гипоциклоиды. Другие параметры приведены в табл. 5.4.
Двусторонний асимметричный профиль зубьев при b = г1н был применен и а первом отечественном газовом компрессоре промышленного назначения, работающем с впрыском воды [31 ].
Асимметричные зубья эллиптического профиля [а. с. 125860 (СССР) ] состоят из ряда взаимно припасованных аналитически однородных кривых. Необходимый характер зацеплению зубьев в области сжатия придает эллиптический участок профиля, расположенный только на тыльной части зуба ВЩ винта. На рис. 5.42 показаны односторонние асимметричные зубья. Передняя часть профиля зуба A1BlDl ВЩ винта в принципе не отличается от соответствующей части зуба рассмотренных выше 口рофнле访(см. 工 Особые точки возникают на теоретическом профиле при b =尸口【и при близких им значениях.
рис. 5.41, 5.39). Такой профиль на передней части зуба ВЩ винта обеспечивает, как указывалось, благоприятные условия наполнения паром полостей всасывания.
Тыльная часть зуба ВЩ винта состоит из таких участков: E1F1 — огибающая головки зуба ВМ винта (эпициклоиды, окружности или другой соответствующей кривой); Е© —— эпициклоида (нормальная или укороченная); C1Dl —— дуга эллипса, одна из осей которого совпадает с условной осью зуба.
На зубе ВМ винта соответствующий участок профиля очерчеи огибающей эллипс кривой D^E^ определяемой расчетом по уравнениям. Линия зацепления "'—п——PQ——m——8纟—°2一зубьев с этим профилем замкнута. Точка несколько удалена от ", что обуславливает наличие осевой негерметичности зацепления.
「Осевая герметичность может 一 быть улучшена при уменьшении отношения малой полуоси эллипса к большой.
Эллиптический профиль при определенных соотношениях его элементов 133 ] образует по теоретическим линиям контакта щели типа «поверхностьповерхность», создающие повышенное сопротивление течению пара через ш.ели. Это снижает протечки.
Построение зубьев симметричного п р о ф и л я производится простой опера
цией ——поворотом одного из боковых контуров профиля вокруг условной радиальной оси зуба. Так, повернув переднюю часть зуба ЦА^О^ показанного на рис. 5.41, вокруг радиальной осп 0^^ получим зуб симметричного окружного профиля. Если 6 = /, то профиль называется цевочным. На такой профиль зуба, запатентованный в 1952 г., шведская фирма SRM получила исключитель- 1 ное право. По ее лицензиям большинство зарубежных фирм выпускали компрессоры более 17 лет. Тем временем был подготовлен новый профиль, асимметричный, с 力之 г1и. Одновременно был осуществлен ряд других конструктивных усовершенствований: улучшены условия наполнения полостей всасывания; уменьшены газодинамические потери на нагнетании, а главное уменьшены зазоры в компрессоре благодаря усовершенствованию технологии изготовления винтов и корпуса. Благодаря этому удалось существенно повысить энергетическую эффективность винтовых компрессоров.
Винты с симметричными зубьями эллиптического профиля (рис. 5.43) нашли применение в воздушных и газовых винтовых компрессорах, в том ннсле и маслозаполненных [33, 45], а также
干*干*163
干*
干*
в холодильных винтовых компрессорах. Значительное число машин с зубьями симметричного профиля отечественного и зарубежного производства находятся в эксплуатации в нашей стране. Данные по их эксплуатации и результаты исследований приведены в работах [9, 33, 45 ].
Изложенное выше позволяет дать характеристику рассмотренных типов профилей. Профили зубьев, включающие циклоидальные кривые, имеют одно достоинство: эти кривые, будучи рационально размещенными в профиле зуба, могут хорошо обеспечить осевую герметичность парных полостей и винтов в области сжатия. Но циклоидальные кривые имеют и существенные недостатки:
расположение точки Е? (см- рис. 5.41) и ей аналогичных (образующих в пространстве винтовые линии теоретического контакта) необходимо выполнять с высокой точностью, так как они совместно с винтовыми поверхностями зубьев парного винта образуют щели, отклонение которых от допустимых размеров ухудшает качество 一 машины;
эти участки профиля (так называемого точечного зацепления) ^ не позволяют осуществлять силовую передачу между винтами; 」]
изготовление циклоидальных участков профиля зубьев требует， более высокой точности и более дорогой технологии и ее оснастки.' I
Этих недостатков лишены окружные, эллиптические и эволь- вентные профили.
Эксплуатация ВМК с различными типами профилей и их иссле-' дование позволяют сделать вывод о достоинствах и недостатках . каждого из них.;
Компрессоры с винтами, имеющими цевочный симметричный ' профиль зубьев (окружный профиль при b =「卄丿，имеют наиболее ; короткую длину линии контакта, но и наименьшее сопротивление, в щелях протечкам пара; наименьший объем， парной полости Wn (и 步丁 = 弘步口)при одинаковых размерах винтов (т. е. D】и /в, но не Л)； наиболее высокое значение оптимума окружной скорости; наибольшее осевое отверстие F0,r (см. рис. 5.40); наиболее пологие : характеристики 貝金=f (〃J; % = f (лн). Зубья при наличии смазки : могут передавать значительный крутящий момент. Защемленного ； объема зацепление винтов не имеет.-
Компрессоры с винтами, имеющими асимметричный профиль зубьев (циклоидальный —— на тыльной части зуба ВЩ винта), имеют наибольшую длину линий контакта и развитые длины с малым сопротивлением движению пара в них; наибольший защемленнн访 объем на всасывании и нагнетании； наилучшую осевую герметичность; участки профиля с точечным зацеплением не могут передавать крутящий момент даже при наличии смазки. Характеристики винтовых компрессоров с такими зубьями менее пологие, имеют явно выражен^ ный максимум, хотя и более высокий, чем у компрессоров с цевочным профилем. Использовать это достоинство можно в случае ра“ боты машины преимущественно на оптимальном режиме. 二
Компрессоры с эллиптическим симметричным профилем гто длине линий контакта, по величине защемленного объема, по раз- 164
меру осевого отверстия 尸小^ по значению оптимальной окружной скорости занимают промежуточное положение между двумя предыдущими типами компрессоров. Их отличие: большее сопротивление в щелях; больший объем парной полости при тех же внешних диаметрах винтов и их длине, но меньшему размеру межосевого расстояния А. При наличии смазки обеспечивает надежную передачу крутящего момента. Характеристики компрессора более пологие, чем у компрессора с асимметричным (циклоидальным) профилем.
Компрессор с асимметричным зубом и эллиптическим профилем на тыльной части ВЩ зуба (см. рис. 5.42) согласно расчетам имеет лучшие показатели.
Рабочие процессы и производительность винтового компрессора^ Процессы всасывания 〃 переноса. Заполнение свежим зарядом рабочего вещества парной полости винтов начинается в тот момент, когда кромка тыльной части профиля зубьев совместится с кромкой окна всасывания. При наличии неразгруженного защемленного объема на всасывании в нем образуется разрежение. При заполнении объема паром (газом) возникает шум («хлопки»), сопровождающийся необратимыми потерями. Защемленные объемы на всасывании имеют винты с зубьями всех типов профилей, кроме цевочного，Для разгрузки этих объемов их соединяют канавками (расположенными на корпусе по линии зацепления) с камерой всасывания.
-По мере вращения винтов линия контакта перемещается в сторону нагнетания, объем парной полости увеличивается. '
Через щели по линии контакта между зубьями проходят утечки пара из соседних впереди идущих полостей (в которых идет процесс сжатия), вызывая значительную турбулизацию и создавая сопротивление направленному потоку свежего заряда рабочего вещества. Смешение утечек пара со свежнм паром сопровождается необратимыми потерями, температура повышается. Растет температура пара также вследствие подогрева последнего от более нагретых внутренних поверхностей компрессора.
На рабочее вещество действуют также центробежные силы, заметно проявляющиеся у быстроходных винтовых компрессоров. Они создают градиент давления по высоте зубьев, снижающего в конечном итоге среднюю плотность пара в полости. Полость всасывания подобна тупиковой трубе. При заполнении парной полости всасываемый пар движется с некоторой скоростью, а достигнув торца нагнетания, резко останавливается'. Возникает ударная волна, которая перемещается от торца нагнетания к торцу всасывания со скоростью звука. Давление и плотность пара за фронтом ударной волны выше, чем перед ним и поэтому процесс наполнения полости продолжается, масса поступившего в полость пара увеличивается. Это явление называют газодинамическим наддувом. Чтобы использовать его в полной мере, необходимо обеспечить соединение полости со всасывающей камерой дополнительно, в течение времени, необходимого для прохождения ударной волной длины полости винта.
Кроме того, имеют место резонансные явления, которые как показали исследования [21, 33 J, зависят от соотношения частот вынужденных и свободных колебанн访，а также от силы демпфирования, зависящей в основном от величины протечек. Все эти сложные газодинамические явления в конце процесса всасывания могут вызывать повышение давления в полости по сравнению с начальны^ давлением в камере всасывания. :
Прежде чем перейти к определению условий, позволяющих полез^ но использовать газодинамический наддув, отметим, что величина'
Рис. 5.44. Окно всасывания (заштриховано). Штриховой линией показана предельная величина окна всасывания (угол а2в) со стороны ВМ винта. Зубья / и 2 находятся в положении начала заполнения парной полостиРис. 5.44. Окно всасывания (заштриховано). Штриховой линией показана предельная величина окна всасывания (угол а2в) со стороны ВМ винта. Зубья / и 2 находятся в положении начала заполнения парной полостиокон всасывания определяется центральными углами % и % кольцевых секторов (рис. 5.44) ВЩ и ВМ винтов, причем радиальный размер секторов примерно равен, высоте зуба винта.j
Рис. 5.44. Окно всасывания (заштриховано). Штриховой линией показана предельная величина окна всасывания (угол а2в) со стороны ВМ винта. Зубья / и 2 находятся в положении начала заполнения парной полости
Рис. 5.44. Окно всасывания (заштриховано). Штриховой линией показана предельная величина окна всасывания (угол а2в) со стороны ВМ винта. Зубья / и 2 находятся в положении начала заполнения парной полости
Для винтов с углом за| круткн т13 > т]пр [см. фор! мулу (5.84)], применяемых я современных компрессорах, 1
а1в = 0,5т13 + Л(2] — 1)/?1・ j
(5.78).
лости успела замкнуться к началу должно быть выполнено условиелости успела замкнуться к началу должно быть выполнено условиесжатия пара в ней. Для этогосжатия пара в ней. Для этогоОднако необходимо, чтобы линия зацепления парной по-
лости успела замкнуться к началу должно быть выполнено условие
лости успела замкнуться к началу должно быть выполнено условие
сжатия пара в ней. Для этого
сжатия пара в ней. Для этого
(5.78а)(5.78а)&R < 2л — ф1п,
(5.78а)
(5.78а)
где ф1п = 23Vzi + р01. Угол ф1п называется углом замыкания. Исходя из этого условия, у компрессоров типоразмерного ряда угол окна всасывания ВЩ винта ограничивают значением ос1в ~ q 280-7-290°, причем большее из них при малых зазорах между корпусом и винтом со стороны торца всасывания. Тогда определение угла наддува для ВЩ винта теряет смысл. Таким образом, процесс переноса у ВЩ винта практически отсутствует, так как после окончания процесса всасывания сразу следует (а в некоторых случаях и предваряя его) начало процесса сжатия.
У ведомого винта, напротив, процесс переноса явно выражен. Он начинается с момента полного освобождения полости и продолжается до начала сжатия, при этом объем полости ВМ винта остается постоянным и равным ее полному геометрическому объему. Перенос свежего заряда рабочего вещества на некоторый угол поворота винтов после окончания всасывания и до начала сжатия, если не учитывать протечек пара, не меняет термодинамического в состояния рабочего вещества в полости. Однако в реальных усло- 1 виях вследствие протечек пара через зазоры во время процесса переноса давление (и температура) рабочего вещества будет повы-
шаться. Это находит отражение на индикаторной диаграмме (см. рис. 5.51, отрезок Ьс).
Вернемся к определению угла всасывания ВМ винта. Если исходить из условия одновременного отсоединения парных полостей 一 ВЩ и ВМ винтов, то, учитывая перемену парности полостей, получим
«2в = «21 Ю,5Т13 + К(21 — 1)/%] + 2冗//•
Однако в этом случае не будет использован газодинамический, наддув. Чтобы удержать ударную волну в пределах полости всасывания ВМ винта, необходимо чтобы время ^уд прохождения ее от торца нагнетания до торца всасывания было равным или несколько большим времени /а, в течение которого полость должна быть дополнительно соединена с окном всасывания:
/ун = */(% - Са ср)； /а =厶物丿化口处)；~7—
u1 ер 4八“2
Откуда угол наддуваОткуда угол наддуваA仪28 《A仪28 《2л/2M 201 一 а ер'2л/2M 201 一 а ер'(5.79)(5.79)
Откуда угол наддува
Откуда угол наддува
A仪28 《
A仪28 《
2л/2M 2
01 一 а ер'
2л/2M 2
01 一 а ер'
(5.79)
(5.79)
где длина канала (полости) ВМ винта /2ц = ZB/cos р2с₽；九2 n Gi九工; 卩2cp = aictg 1(d2cp/&н) tg Ph】；d2cp = 0,5 (。2 + dzBfi).
Средняя скорость движения пара в полости ВМ винта
(5.80)(5.80)〜九取г。 2лл2 — 2л7вАл2
(5.80)
(5.80)
% ср 〜-/2Ц а‘2в а^в~
где % — местная скорость звука, определяемая при условиях в по, лости всасывания, a】=/hpm, где р* в Па.
Угол окна всасывания ВМ винта с учетом газодинамического наддува для компрессора сухого сжатия определяется по формуле
а2в = а2в + Ао^в — 121[°，5“ + К ⑸ + 1)/^1] + Л^2в*(5.81)
Предельное значение угла [а2в]Пр = 2л (г2 — 1)/г2.
Процесс сжатия газа. В винтовом компрессоре различают: геометрическую степень сжатия ег; внутреннюю л；а и внешнюю лн .степени повышения давления.
Внешняя степень повышения давления в ступени компрессора равна отношению давления в камере нагнетания рн к давлению в камере всасывания рв, т. е. зтн = рн/рв. При неизменных внешних условиях и установившемся тепловом режиме работы машины внешняя степень повышения давления не меняется при изменении частоты вращения роторов. Внутренняя степень повышения давления равна отношению давления в парной полости в момент соединения ее с окном нагнетания ——давления внутреннего сжатия ра ——к давле- нию всасывания рв, т. е. ла =夕丿网・
Предполагая процесс сжатия в первом приближении политропным, происходящим при постоянном количестве рабочего вещества,
1 87
отношение давления можно выразить через отношение соответствующих объемов
%仇 ~ !%/(% — %)Y,(5.82)
где и — средний (условный) показатель политропы сжатия; Wn —— полезный максимальный объем парной полости в момент начала сжатия пара, т. е. в момент фактического уменьшения объема полости; % — полный объем парной полости, % = /в (/1П + /2п). Значения площади впадин /Зп и /2п берутся из табл. 5.3, 5.4 или вычисляются по работе [33 ]; W3 — заполненный объем парной полости зубьев винтов от начала их геометрического внедрения в гю- лостн до начала соединения полости с окном нагнетания. Разность объемов Wo— W^ составляет объем полости в момент соединения ее с окном нагнетания.
Геометрической степенью сжатия называется отношение объемов
* =(5.83)
少0 отношение является функцией только геометрических параде г ров винтив, окон всасывания и нагнетания, т. е. величин, заложенных в конструкцию компрессора'
В 1ипоразмерпом ряду отечественных холодильных ВМК прл- hwto три значения геометрической степени сжатия: для высокотем- мратурных и поджимающих компрессоров ег = 2,6 при ла w,4,0; 即я среднетемпературных 切=4,0 при ла w 8; для низкотемпературных 珠=5,0 при ла〉8.
При угле закрутки винта т|3 w т1пр 呼「= %,
= 2л ■— 2л/2| — A，(5.84)
где В* ——условны访 угол начала заполнения впадины ВЩ винта ■зубом ВМ.“
Для асимметричного профиля 乩=р01 + а01 (см. рис. 5.41 и 5.42)-
。笛一点
foi = dress力 A - ,(5.85)
где & = 0,5Z)「
Для симметричного эллиптического профиля 0^ = 2а01; а01 = н 几(％2 — 0з)> me % — см. на рис. 5,37 и 5.43;
屋十^ 一此
?口2 = areas ——~- •(5.86)
Для типоразмерного ряда ВК 工丄门口 = 220° для винтов с эллити- ческим профилем зубьев и т]пр = 222,4° для винтов с асимметрич- 乓ыу профилем. При т1э > т1П1 максимальный полезный объем парной полости Wi} для типоразмерных рядов приведен в табл. 5.3 и 5.4.
Заполненный объем W3 зависит от угла сжатия ф1с, т. е. от угла поворота ВЩ винта от начала внедрения (входа) зуба ведомого винта в полость ВЩ на стороне всасывания ло ня^чла соединенр« парней
Полости с окном нагнетания. Процесс заполнения объема парной полости можно разбить на три этапа.
От начала заполнения полости ВЩ кинта зубом ВМ до замыкания линии зацепления /——2——3——4——5——/ (см. рис. 5.40). При этом линия контакта 1—5—4—3—2—1 со стороны торца всасывания полностью перекроет обе впадины винтов. Этому этапу соответствует угол поворота ВЩ винта от 0 до 屮皿 Впадина ВМ винта начинает заполняться с опозданием на угол 2у2з- -
Заполнение полости после замыкания линии зацепления до конца процесса внутреннего сжатия, т. е. до начала выталкивания рабочего вещества. Этому этапу соответствует угол поворота ВЩ винта от(р1п до (pic при постоянных значениях 九口 и f2n.
При дальнейшем заполнении впадины (от 屮百 происходит выталкивание пара. В конце процесса заполнения появляется защемленный объем, требующий разгрузки.
Необходимо также иметь в виду, что при т13 > т1пр начало заполнения впадины ВЩ винта неадекватно началу процесса сжатия пара. Однако с достаточной для практики точностью при определении IFg за начало сжатия можно принять начало заполнения впадины ВА1 винта, которому соответствует угол поворота ВЩ винта на ф1еи = /122у2з от начала физического заполнения впадины ВЩ винта. В этом случае величина первых двух этапов заполнения парных полостей винтов определяется по следующим формулам:
Л1П ф1С \ /Ф2П
% =券(J "(中1)加+储］即 卄J %(中2)加+
「％Нф2П
步з =若 j /1(Ф1) ^Ф + fin(Ф1С — Ф1П)+，迎 I /2 (中2)^Ф +_<₽1ОП'°
+ f2n (屮1ё - 6n + 282Y23)］，(5.87)
где 屮2n =，210П - 2也3； Ф2С =为1 屮1e；九2 =厶九；fl (屮)И 启(ф)- функции заполнения площади впадин ВЩ и ВМ винтов.
Для построения графика 步 13 = f (屮0 необходимо задагься несколькими значениями фх и последовательно вычислить 呼旌, помня, что на первом этапе заполнения при ⑦ w(尢】следует учитывать только члены, находящиеся под знаком интеграла. Таким 二｛ббразом, текущее значение.заполненного объема парной полости '‘Е〃я первого этапа при с 屮］口
. ^зх ^Tl j /1«Г1)4р + 厶2 ［ %(屮2川屮｝
Для второго этапа, когда (ри >(р1п> получим:Для второго этапа, когда (ри >(р1п> получим:卜 ①"IФ2П
Для второго этапа, когда (ри >(р1п> получим:
Для второго этапа, когда (ри >(р1п> получим:
或 J fi(Ф1) ^Ф + Ап(ф1х — Ф1п) + ha J /2 他)dq)+
+ %п (中上笈一Ф1П + 2/12?28)+ %п (中上笈一Ф1П + 2/12?28)(5.87а)(5.87а)_%опО
+ %п (中上笈一Ф1П + 2/12?28)
+ %п (中上笈一Ф1П + 2/12?28)
(5.87а)
(5.87а)
Рис. 5.45. Зависимость относительной величины заполненного обьсма (%/D；) 103 0T угла сжатия (р1С для компрессе < р ги- поразмерных рядовРис. 5.45. Зависимость относительной величины заполненного обьсма (%/D；) 103 0T угла сжатия (р1С для компрессе < р ги- поразмерных рядовУгол сжатия ф1с обычно является искомой величиной. Его на- ход8T по графику рис. 5.45, пригодному для рассмотренных выше профилей, вычислив предварительную величину относительного за по л н ен и я^^объем a W JD\. На графике по оси ординат отложена >бходимо сначала найти внешний диаметр ВЩ винта Dv [см. формулы (5.93)—(5.95) ] и 吃.Согласно (5.83) заполненный объем
Рис. 5.45. Зависимость относительной величины заполненного обьсма (%/D；) 103 0T угла сжатия (р1С для компрессе < р ги- поразмерных рядов
Рис. 5.45. Зависимость относительной величины заполненного обьсма (%/D；) 103 0T угла сжатия (р1С для компрессе < р ги- поразмерных рядов
% =% — %/£「=
~ 4 (Лп Ч- Ап) — 1^п/ег- (5.88) Зная (р1с и размеры винтов, 口е* реходят к построению контура、 окна нагнетания и определению площади его сечений (рис. 5.46), причем угол 門产 ％1+ (т13 — ——Tic)； угол a2H »2】а1н + + 63 + 2?2з・
Зкно нагнетания частично расположено на цилиндрической по- верхности корпуса и на торце — его проекции на плоскость & н на торец %* Суммарная площадь окна FQn = F^ + р7 опреде- ляется> как правило, планиметрированием, а также по формулам, приведенным в работах [9, 33 L Анализ зависимостей показывает, □то для увеличения площади окна необходимо стремиться к увеличению углов наклона винтовых линий на гребнях зубьев — углов 01 и 限 причем tg 隹 丁 tg 瓦(。丿小)Тип профиля в пределах рассмотренных профилей существенного влияния не оказывает.
После определения Fон необходимо убедиться в допустимости скорости пара в окне нагнетания. При этом исходят из условия, что после соединения парной полости с камерой нагнетания в по- лостн устанавливаются параметры рабочего вещества, приблизительно равные рн и Тп. Для холодильных ВМК температура нагне- танн% как правило, не должна превышать 80—90 ℃. Тогда согласно уравнению сплошности средняя скорость пара в окне нагнетания
*Q = G^u/F Он.
Для Снижения скорости может потребоваться увеличение окна нагнетаййя, т. е. уменьшение геометрической степени сжатия. Сопоставив формулы (5.82) и (5.83), найдем:
…. 龜= Ра/Рв = * Ра = р/・(5.89)
Определение давления внутреннего сжатия ра важно потому, что необходимо выполнить условие ра < Рн, обеспечивающее меньшие потери энергии в рабочем цикле компрессора. Однако выполнение этого условия затруднено, поскольку пока нет надежных рекомендаций по определению среднего (условного) значения показателя политропы сжатия л, а следовательно, и ра.
В холодильном компрессоре при изменении внешних условий холодильного цикла (厶，/к) изменяется внешняя степень повышения
разгружающие его каналы, расположенные по линии зацепления, не показаны; Щ — серповидная щель, открывающая доступ в полость всасывания
давлений. Это приводит к изменению параметров пара протечек и, следовавельно, к изменению давления внутреннего сжатия ра. Аналогично влияет изменение частоты вращения винтов.
При регулировании холодопроизводительности золотником его перемещение при открытии перепускной щели (для уменьшения производительности) сокращает рабочую (эффективную) длину винтов, что вызывает уменьшение угла сжатия 屮卜 и, следовательно, уменьшение заполненного объема. Согласно формуле (5.83) снижается геометрическая е「 степень сжатия. Давление внутреннего
сжатия 〃а также уменьшается. Во всех этих процессах показатель политропы 九 не остается постоянным.
Отвод теплоты от рабочего вещества в процессе сжатия (при охлаждении корпуса) или увеличение до известного предела (оптимума) подачи масла на впрыск снижает показатель л. Для холодильных ВМК л близко к значению показателя адиабаты рабочего вещества, оставаясь несколько ниже при невысоких внешних степенях повышения давления и всасывания, н нес коль ко выше при повышенных лн и высоких давлениях всасывания рв. Однако имеются н другие данные [45 ], согласно которым для вМк средний показатель политропы для хладонов мало меняется при изменении лн от 2,5 до 15, причем п 1,1.
Отсутствие нагнетательных клапанов в винтовых компрессорах повышает надежность этих машив и снижает гидравлические поп ер и на нагнетании. Но вследствие этого компрессор лишается возможности саморегулирования по давлению внутреннего сжатия, которое не может более или менее строго следовать за изменяющимся давлением нагнетания, хотя и с определенным интервалом (из-за депрессии в клапанах), как это происходит в поршневых компрессорах с самодействующими клапанами.
Улучшению слежения давления внутреннего сжатия ^а за изменяющимся давлением в камере нагнетания ^н способствует наличие осевой негерметичности зацепления винтов, однако при этом воз- растают иеретечки рабочего вещества, что ухудшает sii ер гетическ ую эффективность компрессора на некоюрых режимах. Одновременно характеристика 小区=^ / (叫J (см. рис. 5.48) становится более поло- го访 по сравнению с зацеплением с максимальной осево访 герметичностью. Это означает, что на других режимах наличие некоторой осевой негерметичности повышает экономичность машины, чю важно отметить, так как изменение внешней степени повышения давления лн является характерной особенностью работы холодильных компрессоров. Очевидно, существует отимальное значение осевой негер- 一 метичности.
Процесс нагнетания. Нагнетание рабочего вещества теорети- дескн происходит при постоянном давлении, несколько большем, ием давление в камере нагнетания, на величину, необходимую для преодоления сопротивления в окне. Действительный процесс нагне- танмх протекает при переменном давлении, вызываемом пульсацией давления в камере и трубопроводе нагнетания и другим и газо- 'динамическими явлениями (см. рис. 5.51).
Значительное повышение давления наблюдается в защемленном объеме. Здесь давление на стороне нагнетания может дохо/ипь ДО нескольких мегапаскалей, причем чем меньше рабочие зазоры (чем лучше компрессор), тем выше это давление. Самый большой защемленный объем имеют винты с циклоидальным профилем на тмльн。访 части зуба ВЩ винта, т. е. винты с лучшей осевой герметичностью. Величина защемленного объема на нагнетании в таких вннтах составляет обычно 0,2—0,6 % от W^ однако работа в ВКС 口。выталкиванию пара из этого объема может превысить 3 % мет- 172
ности компрессора, если не применить разгрузку защемленного объема. Потери в маслозаполненном компрессоре существенно выше.
Диаграмма распределения давлений. Наглядное представление о распределении давлений по парным полостям дает диаграмма распределения давлений (рис. 5.47). Диаграмма строится в координатах {/В) р) или (ф1, р) следующим образом. На оси абсцисс находят точку с координатой (р1с, она же /гс = 4屮目(2冗)，На вертикали, проведенной из этой точки, находится точка Б с ординатой % — =网£；, где п — средний показатель условной политропы сжатия
пара.
Начальной точкой политропы сжатия является точка Л на оси ординат с координатами (0, рБ). Промежуточные две-три точки
Рис. 5.47. Диаграмма распределения давлений по полостям компрессора :Рис. 5.47. Диаграмма распределения давлений по полостям компрессора :политропы сжатия находятся по выражению рх 小£；#, где егл —- текущее значение геометрической степени сжатия в выбранной точке с абциссой 屮м・ Чтобы определить % * необходимо воспользоваться графиком, приведенным на рис. 5.45, и формулой (5.83). Политропа сжатия соседней («задней») пар- 、но自 полости расположена эквидистантно кривой АБ по гори-' зонтали. Для ее построени?! от точки Б откладывается отре-
Рис. 5.47. Диаграмма распределения давлений по полостям компрессора :
Рис. 5.47. Диаграмма распределения давлений по полостям компрессора :
зок /i]/z「 Полученная точка В/
имеет координаты ^а； (фю — 2л/?1). Точка Г находится на пересечении вертикали, опущенной из точки В, с кривой АБ. Отложив влево отрезок ГЕ, также равный осевому шагу зубьев 瓦/窃，получим вторую точку (Е) политропы сжатия. Такую операцию нужно повторять до пересечения ломаной криво访 с осью ординат.
В итоге построения получим ломаную линию БВГЕЖЗИА, пока
зывающую, как распределяются давления по полостям; например отрезок ВГ ——перепад давления между давлениями в камере нагнетания и в соседней парной полости. Аналогичным образом находятся
перепады между другими полостями.
При построении диаграммы влиянием протечек пара можно пренебречь, а л положить равным показателю адиабаты. Получим качественную картину изменения давлений в полостях компрессора. Диаграмма распределения давлений используется при расчете протечек пара в компрессоре, расчете сил и крутящих моментов, действующих на винты.
Произвсдителъностъ винтового компрессора. Необходимая действительная п ро и з водител ьность компрессора определяется -заданной холодопроизводительностью холодильной машины Qo, выбранным холодильным агентом и режимом работы.
Действительная массовая производительность компрессора Gan — Qo/q(), где «о — удельная массовая холодопроизводительность рабочего вещества. Действительная объемная производительность компрессора I，~ (匕口^匕 где v± — удельный объем парообразного рабочего вещества в точке / цикла холодильной машины (см. рис. 4.11), т. е. в камере всасывания компрессора. Чтобы обеспечить такую производительность, компрессор должен нметь теоретическую объемную производительность Ут = 丫幫九，где 九 ——коэффициент лодачи винтового компрессора (см. с. 175).
Теоретическая объемная производительность определяется кон- стру1；тиБными и кинематическими параметрами компрессора 七 %■ = Kii^ ^ifif\
匕= Kn% 巧如/(几1\),(5.90)
где Kn ——коэффициент использования объема парной полости, Кц ~ 僦"1及；吃=/в (/in + 厶2丿一полный объем парной полости; /д —— длина винта; /1П и /2п —— площади впадин между зубьями в торцевой плоскости соответственно ВЩ и ВМ винтов; Wn — объем парной полости в момент начала сжатия пара в ней, т. е. в момент начала уменьшения ее объема; щ — частота вращения винта, с*1; 〃工——окружная скорость на внешней окружности ведущего винта компрессора, м/с.
Коэффициент 尤=/ [(% — тщр); KJ, где К? = lB/Di — отно- сительна^Е длина винтов. Значение Кц можно определить по следующей формуле, если соблюдается подобие винтов:
％ = 1 — С10~4(тГ3 一 к/),(5.91)
где 寸3 — Nq формуле (5.73); Т[ пр — по (5.84). Значение коэффициента С прийймается в зависимости от К,：
Ki 1,01,35 1.5
С . 5,35,0 4,25
В табл. 5.3 и 5.4 типоразмерных рядов приведены значения объемов Wn = Ки呼о・ Задавшись предварительно частотой вращения 九]или окружной скоростью 〃1 из (5.90), определяют величину 久必呼о =呼п, которую и подбирают из указанных таблиц.
Для оценки влияния различных факторов на теоретическую производительность можно воспользоваться зависимостями (5.90). Получим % = К1121n厶(Ап + %п) = К"1〃1 (/B/Z)1) 1(/1п + %n)/D打 Of
VT = KKKfZi&D：,(5.92)
где К} — (fIn + hQ/D； — безразмерный коэффициент площади парных впадин. Коэффициент К； равен отношению суммарной площади парных впадин в сечении их торцевой плоскостью к квадрату внешнего диаметра ВЩ винта. При соблюдении геометрического подобия поперечного сечен и 51 винтов К, является величиной постоянной,
} Индекс 4 = 1；.2, так как 次修=г2п2. 174
не зависящей от диаметра DP Для типоразмерных рядов с симметричным эллиптическим и асимметричным СКБ по компрессорострое- нию профилями зубьев К/ = 0,1184 и Ку = 0,1191 соответственно. При проектировочном расчете компрессора находится Dlt Из формулы (5.92) имеем *
Q = (5.93)
Так как 匕=У"入，то
(5.94)
Выразив 〃工 через окружную скорость на внешнем диаметре ВЩ винта: 〃i = uJinD^, после подстановки в (5.94) получим:
5=1一• (5.95)
После определения по приведенным зависимостям Dt выбирается ближайший размер D» из типоразмерного ряда, как правило ближайший больший, и производится корректирований частоты вращения винта, л
Объемные и энергетические характеристики виитомо^ компрессора сухого сжатия. Классификация протечек. Действительная объемная производительность винтового компрессора существенно зависит от протечек пара через щели, определяемых при прочих равных условиях площадью поперечного сечения щелей и сопротивлением движущемуся в них пару, а также от ряда других факторов.
Как и в любой компрессорной машине, протечки делятся на внешние и внутренние. Внешние не оказывают влияния на состоя- 'ние рабочего вещества в компрессоре. Внутренние, напротив, изменяют его параметры в рабочем процессе, причем тем значительнее, чем больше их относительное значение.
Внутренние протечки винтового компрессора условно делятся на утечки и перетечки. Утечки — это протечки из области сжатия и камеры нагнетания в полости всасывания. Перетечки ——это протечки в парные полости компрессора в процессе сжатия в них пара после отсоединения их от камеры всасывания. На коэффициент подачи компрессора непосредственное влияние оказывают утечки и косвенно, притом в меньшей мере, — перетечки.
Коэффициент подачи винтового компрессора. Коэффициентом подачи Z называется отношение действительной объемной производительности Уд к теоретической VT, определяемых при одних и тех же условиях, обычно при параметрах рабочего вещества в камере всасывания рв; Гв. Умножив и разделив на рв получим 厶 = =匕iPb/(%Pb) = Од/От, Отсюда следует, что 九 равен отношению действительной массовой производительности компрессора к его теоретически возможной массовой производительности, т. е. опреде- ляелюй при плотности рабочего вещества, равной его плотности
в камере всасывания. Следует газодинамического наддува
заметить, что в случае
использования：^
(см, с. 165) средняя плотность рабо
чего вещества в полости всасывания в момент отсечения ее от камеры может оказаться выше плотности его в камере всасывания.
Экспериментально^найденное значение коэффициента подачи учитывает влияние различных факторов на производительность компрессора. Основными из них являются:
1)
XI/ \|7 \|/ 41/ \lz - ^2 3 4 5 6 д
утечки рабочего вещества через щели в
полости всасывания;
гидравлические сопротивления тракта всасывания; подогрев рабочего вещества на всасывании;
термодинамические свойства рабочего вещества; центробежные силы, действующие на рабочее вещество; наличие защемленных объемов.
винтовых компрессоров сухого сжатия можно предложить следующие зависимости, учитывающие влияние основных факторов.
При установившемся режиме в каждой парной полости компрессора совершается одинаковый рабочий цикл. Следовательно, коэффициент подачи всего компрессора можно принять равным коэффициенту подачи одной парной полости. Существующими различиями условий в ВЩ и ВМ винтах при этом можно пренебречь.
При отсутствии влияния всех факторов максимальная масса рабочего вегцества могла бы поступить в одну парную полость G； ~ =IFnpB， где Рв ——плотность пара в камере всасывания. За время заполнения парной полости в нее поступает масса G； утечек, занимающих условный объем G；Uy до смешения со свежим зарядом. Таким образом, до смешения рабочего вещества объем парной полости WTj Q GyUy + G]5c, где бд —— масса свежей порции рабочего вещества; у1с ——ее удельный объем.
Из приведенных выражений находим массу свежего заряда рабочего вещества, поступившего в парную полость Од = =(% — G；uJ Ри где pic — плотность пара свежего заряда. Можно принять, что смешение паров (газов) происходит при некотором среднем давлении р* = р* = р1с. Кроме того, рабочее вещество находится в области перегретого пара, а изменение его давления в процессе смешения невелико. Тогда коэффициент подачи
九= % = Gjt 工(吗一Суп/ Pic
—% 一 Gt嗥0b
(5.96)
Воспользовавшись уравнением состояния в форме (3.2), выразим р1с и Рв через давления pic = Pi и рв соответственно и условные тем^рггтуры zT (см. § 6.1). Получим
%ZrTb /1 Gy0y\
К^7e 一高卜
Принимая во
внимание, что (分&)〜1, можно написать
(5.96а)
Преобразуем полученную зависимость. Полезный объем всех парных полостей за один оборот ВЩ винта составит FT = 4犷十 То же за одну секунду ^^2^ = WTnlt Массовый расход пара, прошедший через щели за одну секунду в полость всасывания Gy ~ GyZ^, откуда Gy = Gy/(zini). Тогда
Gy内马 _Gy
Подставив это выражение в (5,96а), получим формулу, удобную для вычислений,
九弋平(1 一，(5.97)
РвЛс \'
где 71с — температура свежего заряда пара до смещения с утечками; р、——давление пара в конце процесса всасывания, учитывающее влияние центробежных сил, действующих на пар, и потерю "давления в процессе всасывания. Оно может быть найдено по формуле [331
〃 =0,5 П (1 + в—) — 0,5А〃в (3 + ь。)],
где е = 2,72; а = 0,5 (山一uk)/(RTn); 〃《 = шУвн九i； R — газовая постоянная; Дрв ——потеря давления пара в окне и в полости вса- > сывания (см. с. 182). Удельный объем пара утечек в полости всасывания до смешения паров и^ определяется в точке пересечения линий pi = const и Ту = const в тепловой диаграмме. Температура утечек Ту определяется при расчете утечек Су через щели из урав- ■ нения теплового баланса [33 ].
Выразим, согласно (3.2),巧—ZyRTy/py и подставим в формулу (5.97).
Получим'
九=(5.98)
• -Ас \ РвW т胃 1"н 丿
z Формулы (5.97) и (5.98) не учитывают влияния защемленного объема. Методика расчета массы утечек рабочего вещества — газов н перегретых паров — изложена в [33 ]. Как показал опыт ее применения в расчетах ВКС, работающих на хладонах, она дает результаты, удовлетворительно совпадающие с данными экспериментов.
На рис. 5.48 приведены опытные зависимости коэффициента подачи компрессоров сухого сжатия от внешней степени повышения -давления для винтов с различными профилями зубьев, испытанными в ЛТИХП.
Анализ влияния различных факторов на коэффициент подачи. Полученная зависимость (5.98) позволяет сделать вывод, что коэффициент подачи винтового компрессора сухого сжатия увеличивается при прочих равных условиях:
с уменьшением массового расхода утечек Gy, а следовательно, с уменьшением эффективного сечения зазоров в рабочем пространстве компрессора;
с уменьшением газовой постоянной R и температуры утечек Ту；
с уменьшением газодинамических потерь Дрв = % — р、 на всасывании;
с уменьшением температуры свежего заряда пара Т1С, т. е. с уменьшением температуры подогрева пара на всасывании;
с увеличением полезного объема полостей % за один оборот ВЩ винта;
с увеличением частоты вращения пх до оптимального ее значения;
Рис. 5.48. Зависимость коэффициента подачи и адиабатного КПД В КС от внешней степени повышения давления лн (о) и от окружной скорости иг (6) (Dj = 125 мм, хладагент — R22; рв = 0,105 АШа; Тв ~ 253 К)：
для винтов с асимметричным профилем зубьев; для вннтоа с цевоч- I ннм профилем (зазоры завышенные и ие одинаковые)I
Коэффициент подачи 九 увеличивается с уменьшением длины! линии контакта винтов, с увеличением гидравлического диаметра! полостей винтов, с увеличением углов всасывания а^ и а2в до опти-1 мального размера и увеличением угла наклона винтовой линии зуба 卩н・ Не все указанные факторы одинаково влияют на А, Одними! из основных являются зазоры между винтами, измеряемые в нор! мальной плоскости, и между винтами и корпусом.I
Некоторые факторы оказывают косвенное влияние, например! угол наклона зубьев. Он связывает зазоры (и шаги зубьев) 6日 в нор-1 мальной и 6т торцевой плоскостях зависимостью 6以 6Т cos pxJ где рх = рн 4-Pi(2). Минимально безопасные зазоры назначаются в торцевой плоскости, так как именно от них зависит безопасная! работа взаимного зацепления винтов. В то же время сечение щелей определяется зазором 6口 в нормальной плоскости. При больших! углах наклона зубьев (瓦 а 51,5+69°) зазор 6Н (0,64-0,36) 6TJ т. е. составляет лишь часть от торцевого.I
Влияние вязкости рабочего вещества неоднозначно: с уменьше-1 иисм вязкости снижаются газодинамические потери на всасывании,! что способствует повышению А, но одновременно увеличиваются^ протечки пара, что снижает А.
Двоякое влияние оказывает на ^ и окружная скорость, а при выбранном диаметре —— частота вращения. С увеличением 九】умень- 178
Рис. 5.49. Зависимость оптимальной окружной скорости ВЩ винта 〃^ от внешней степени повышения давления лн для В КС 253 К; рв = 工 0,103 МПа):Рис. 5.49. Зависимость оптимальной окружной скорости ВЩ винта 〃^ от внешней степени повышения давления лн для В КС 253 К; рв = 工 0,103 МПа):/ и 2 — соответственно для завышенныхн средних зазоров (хладагент R22; про-филь зубьев — цевочный); 3 н 4 — дляасимметричного профиля зубьев： 3 — дляR22; 4 — для R12, Тй = 243 К./ и 2 — соответственно для завышенныхн средних зазоров (хладагент R22; про-филь зубьев — цевочный); 3 н 4 — дляасимметричного профиля зубьев： 3 — дляR22; 4 — для R12, Тй = 243 К."〜" Г ^а^а 幺〜〃в |_ ；а —]"〜" Г ^а^а 幺〜〃в |_ ；а —]/々rRb产5/々rRb产5(5.99)(5.99)
Рис. 5.49. Зависимость оптимальной окружной скорости ВЩ винта 〃^ от внешней степени повышения давления лн для В КС 253 К; рв = 工 0,103 МПа):
Рис. 5.49. Зависимость оптимальной окружной скорости ВЩ винта 〃^ от внешней степени повышения давления лн для В КС 253 К; рв = 工 0,103 МПа):
/ и 2 — соответственно для завышенныхн средних зазоров (хладагент R22; про-филь зубьев — цевочный); 3 н 4 — дляасимметричного профиля зубьев： 3 — дляR22; 4 — для R12, Тй = 243 К.
/ и 2 — соответственно для завышенныхн средних зазоров (хладагент R22; про-филь зубьев — цевочный); 3 н 4 — дляасимметричного профиля зубьев： 3 — дляR22; 4 — для R12, Тй = 243 К.
"〜" Г ^а^а 幺〜〃в |_ ；а —]
"〜" Г ^а^а 幺〜〃в |_ ；а —]
/々rRb产5
/々rRb产5
(5.99)
(5.99)
шается второй член в скобках формулы (5.98), т. е. уменьшается относительное значение утечек. Одновременно увеличивается скорость рабочего вещества в окне всасывания, что уменьшает первый член в скобках формулы (5.98), так как увеличиваются газодинамические потери Арв, приводящие к снижению плотности газа в полостях всасывания. Существует оптимальное значение окружной скорости пь превышение которого ухудшает А.
Из выражения 红i = лО^х следует, что оптимальную скорость при минимальной частоте вращения можно обеспечить за счет увеличения в известных пределах £>Р При этом уменьшается относительный размер зазоров. Увеличение Di позволяет также увеличить сечение окон всасывания н нагнетания и снизить потери в них. Все это способствует росту коэффициента подачи и энергетической эффективности компрессора.
На рис. 5.49 приведены значения оптимальной окружной скорости 〃i для холодильных агентов R12 и R22 в зависимости от внешней степени повышения давления и размера зазоров для компрес-. соров сухого сжатия. Вид кривых показывает, что с повышением лн значение оптимальной окружной скорости увеличивается, так как при этом увеличивается абсолютный расход протечек в единицу
времени. Однако необходимо заметить, что в принципе зависимость 〃i = / (冗以)не может отразить влияния всех факторов.
Оптимальная окружная скорость зависит от степени повышения давления и перепада давлений Ар = 〃н ——Рв； рода сжимаемого вещества; размера зазоров; типа профиля зубьев; значения относительной шероховатости поверхности винтов и некоторых других факторов. При выборе окружной скорости пользуются экспериментальными данными. При определении скорости в случае работы на неисследованном рабочем веществе можно воспользоваться приближенной зависимостью
где h н R ——показатель адиабаты и газовая постоянная соответ- с^Йенно;- индекс а — рабочее вещество, в — воздух.
Компрессоры, имеющие винты с циклоидальным профилем на тыльной части зуба имеют, как указывалось, относительно хоро- 【пуе осевую герметичность, но имеют также, несмотря на разгрузку, н защемленные объемы. Для них выбирается окружная скорость
несколько (на 8—10 %) меньше, чем для винтов с осевым треугольным отверстием (например, с цевочным профилем).
При большой разности давлений Ар = % — ра увеличивается влияние протечек через щели и через осевую негерметичность, поэтому окружная скорость должна быть более высокой, но при этом растут газодинамические потери и поэтому снижается 入.
Теоретическая и действительная индикаторные диаграммы. Теоретический цикл работы винтового компрессора состоит из изобарных процессов всасывания и нагнетания, проходящих, как указывалось, при переменной массе рабочего вещества, и изоэнтроп- ного процесса сжатия (пренебрегая тепломассообменом между
Рис. 5.50. Теоретические циклы винтового компрессора для различных режимов работы: а ——основной (оптимальный режим); б ——режим с недожатием ■ (внегеометрическое сжатие); в— режим с пережатием
рабочим веществом и внешней средой). Возможные теоретические! циклы работы компрессора показаны на рис. 5.50. В отличие от поршневого в винтовом компрессоре отсутствует определенное, ■'Конструктивно оформленное мертвое пространство (мертвый объем), поэтому процесс всасывания на диаграммах условно изображается,' начиная от оси ординат, а процесс нагнетания на той же оси заканчивается.
Из-за отсутствия самодействующих клапанов на нагнетании давление внутреннего сжатия ра может, как отмечалось, не совпадать с давлением рн> что находит отражение на характере течения процессов нагнетания (рис. 5.50, б, в). Если ра < р^, то дожатие, пара происходит в момент соединения парной полости с камерой| нагнетания. Это случай так называемого внегеометрического ежа-1 тия. Если ра > рн, то в момент соединения полости с камерой пар расширится, а работа, затраченная на его «пережатие», превратится в теплоту. Это самый невыгодный режим работы компрессора.
Наиболее экономичным является режим, при котором давле-' ния 「а = Рн совпадают. Этот режим условились называть основным.
На рис. 5.51 представлены индикаторные диаграммы действ^- тельпых рабочих циклов винтового компрессора. Линия аг——匕 показывает изменение давления в парной полости (в координатах W; р) в процессе всасывания. В точке b давление пара ниже давления в камере всасывания b—с —— процесс переноса, в течение кото- 180
Рве. 5.51. Индикаторные диаграммы действительного рабоч го цикла В КС при ег = const, различных давлениях нагнетания рн и частоте вращения роторов. Защемленный объем на всасывании не разгружен：J н 2 — % =「& + °Л МПа при % = =200 ст(/)； щ = 160 с-1 (2); 3 — % V V % ПРИ 〃] = 160 с-】(左—показатель адиабаты)Рве. 5.51. Индикаторные диаграммы действительного рабоч го цикла В КС при ег = const, различных давлениях нагнетания рн и частоте вращения роторов. Защемленный объем на всасывании не разгружен：J н 2 — % =「& + °Л МПа при % = =200 ст(/)； щ = 160 с-1 (2); 3 — % V V % ПРИ 〃] = 160 с-】(左—показатель адиабаты)рого пар из впереди идущих полостей поступает в уже изолированную полость. Процесс переноса характерен для ВМ винта при недостаточно развитом окне всасывания. У ВЩ винта процесс переноса, как правило, отсутствует и тогда точки b и с сливаются. В точке с давление пара может быть ниже или выше давления всасывания рв. Линия c——d ——процесс сжатия. Как и во всех компрессорах объемного принципа действия, процесс сжатия пара сначала идет с тепло- притоком от поверхности винтов и корпуса, затем ——с теплоотдачей от пара в обратном направлении. Следовательно, процесс сжатия идет с переменным показателем условной политропы. Давление в точке d выше давления ^н, что вызывается газодинамическими потерями в окне нагнетания и, кроме того, несовпадением давления внутреннего сжатия пара 〃& с давлением в камере нагнетания
Рве. 5.51. Индикаторные диаграммы действительного рабоч го цикла В КС при ег = const, различных давлениях нагнетания рн и частоте вращения роторов. Защемленный объем на всасывании не разгружен：
J н 2 — % =「& + °Л МПа при % = =200 ст(/)； щ = 160 с-1 (2); 3 — % V V % ПРИ 〃] = 160 с-】(左—показатель адиабаты)
Рве. 5.51. Индикаторные диаграммы действительного рабоч го цикла В КС при ег = const, различных давлениях нагнетания рн и частоте вращения роторов. Защемленный объем на всасывании не разгружен：
J н 2 — % =「& + °Л МПа при % = =200 ст(/)； щ = 160 с-1 (2); 3 — % V V % ПРИ 〃] = 160 с-】(左—показатель адиабаты)
Газодинамические потери имеют «пик» в начале открытия окна. В этот же момент, но менее интенсивно происходит выравнивание давления в полости и в камере. Этим объясняется значительное колебание давления на линии характеризующей процесс нагнетания. В конце этого процесса давление вновь повышается, притом значительно, если зацепление винтов имеет защемленный (или
недостаточно разгруженный) объем. Конечную точку процесса нагнетания принято совмещать с осью ординат. Однако несмотря на отсутствие геометрического мертвого объема в винтовом компрес- соре его роль выполняют перевальный объем и утечки рабочего вещества из полостей с повышенным давлением в парную полость всасывания. Этот пар переносит с собой определенную массу рабочего вещества, снижая, как и в поршневом, массу заряда свежего лара.
Сравнение диаграмм / и 2 (рис. 5.51) режимов при 凡 > ра показывает влияние частоты вращеи и я ротора на давление внутреннего сжатия 〃а при q = const. Wa — объем парной полости в момент окончания в ней внутреннего сжатия. Диаграммы 2 н 3 позволяют сопоставить режимы рп > Р^. и ^н < ра при прочих одинаковых условиях. Различное течение процессов сжатия в приведенных диаграммах указывает на влияние перетечек пара между парными полостями сжатия. Кривые процессов всасывания характеризуют влияние утечек и гидравлических сопротивлений.
индикаторные диаграммы действительного рабочего цикла позйо- ляют глубже понять и изучить отдельные процессы компрессора. Онк применяются также для расчета индикаторной (внутренней) мощности компрессора (см. с. 184). С этой целью используется схематизированная индикаторная диаграмма компрессора (рис. 5.52). Ее построение в принципе не отличается от построения аналогичной
диаграммы для поршневого компрессора (см. § 5.1).
Для построения по заданным давлениям в испарителе р0 и кон*
назначить давления всасывания Рв
денсаторе рк необходимоденсаторе рк необходимоцикла вннтобого компрессора с\ хо- го сжатия в координатах 呼；р. Штрихами показана диаграмма действительного циклацикла вннтобого компрессора с\ хо- го сжатия в координатах 呼；р. Штрихами показана диаграмма действительного цикла=Ро — Артр. в и нагнетания рн = = Ок + Артр.н компрессора с учетом газодинамических сопротивлений в соответствующих трактах: испаритель—компрессор (Артр, в) и компрессор — конденсатор (Артр. н)- Затем проводят линии постоянного давления рв и рн, после чего по оси абсцисс откладывают объемы Wn и 取2. Точки / и 2 лежат на политропе «конечных параметров», !, е. кривой, имеющей постоянный средний показатель политропы A7cp = In Лн/ [In Лн—— ——In (TJT^ ] (в дальнейшем индекс； ср опустим).
денсаторе рк необходимо
денсаторе рк необходимо
цикла вннтобого компрессора с\ хо- го сжатия в координатах 呼；р. Штрихами показана диаграмма действительного цикла
цикла вннтобого компрессора с\ хо- го сжатия в координатах 呼；р. Штрихами показана диаграмма действительного цикла
Потеря давления на всасывании' с приемлемой точностью может быть определена по следующим зависимостям [33]: Дрв = 0,5^врв^；氤= =2,5 105/(ReX2); Re =厶陪％, откуда
аPв = 1,25 • 1。吟й厶一%p屮b，(5.100)
W Рв ——плотность, кг/м3; св ——скорость пара в окне всасывания, м/с; D3 ——эквивалентный диаметр впадины, м; vB ——кинематическая вязкость (м2/с) по условиям всасывания.
Падение давления в окне нагнетания Ар； — 0,5£прнс|, где р,т и £其一плотность и средняя скорость пара в окне нагнетания;己口 = =К；/0叽—2 Re1 = (Кн/炉)l(r Re-1 = Кп^ Re— по опытным данным Кн q 8,42. Далее проводят изобары р； = % — △爲 и р； = ри + A/Х (рис. 5.52).
Приведенные зависимости показывают, что с повышение!^ давления значения гидравлических сопротивлений увеличиваются, так как увеличивается плотность рабочего вещества. То же происходит с увеличением скорости & и 蠹，в частности, для одного 匹 того же компрессора эти скорости увеличиваются при повышении ОКРУЖНОЙ СКОРОСТИ
В силу отсутствия мертвого объема в винтовых компрессорах и симметричного отклонения действительного процесса сжатия от политропы конечных параметров (см. рис. 5.52) среднее индикатор-
ное.давление (Па) можно определить по схематизированной индикаторной диаграмме. Тогда
—Fitnptn®〃 =/
Где Ft ——площадь индикаторной диаграммы (мм2), эквивалентная индикаторной работе одной парной полости; тр и mw — масштабы давления (Па/мм) и объема, м3/мм.
Площадь схематизированной индикаторной диаграммы 尸^ винтового компрессора состоит из трех площадок (рис. 5.52): пл.尸》= =пл. /——2——3——4 + пл. /——4——才‘——+ пл. 2—-2‘--3‘——3. Эти пло• щади (мм2) можно определить аналитически. Помня, что
р^ = 〃2吧=const н 几=const,
2/г—I
Ш1. /i_2_3T= judp = £piW [(告)"-1]
nЛ. /1-4-4^-Г - аPе^п； 口Л. %.2'.3，.3 =a"；w2・
Эти же площади можно найти с помощью планиметра.
Мощность, потребляемая винтовым компрессором, КПД. В винтовых компрессорах, как и в других типах компрессорных машин, подводимая к компрессору энергия расходуется на совершение полезной работы сжатия и перемещение рабочего вещества и на преодоление сопротивлений. Последние обусловлены несовершенством внутренних (рабочих) процессов, наличием, тепломассопере* носа и механическим трением. На преодоление этих сопротивлений затрачивается работа, относимая обычно к потерям, так как эти процессы необратимы. Эти потери можно разделить на внешние и внутренние.
% Внешние потери не изменяют состояния рабочего вещества. К ним относятся: механические потери на трение в подшипниках; в шестернях связи; уплотнениях валов; в поршнях, разгружающих осевые усилия роторов. Эти потери учитываются механическим КПД i]M, а затрата мощности составляет
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 перевальных объемов на всасывании и нагнетании; газодинамическими сопротивлениями на трактах всасывания и нагнетания; трением винтов о рабочее вещество. (Перевальным объемом называется объем рабочего вещества, переносимый при вращении роторов из области сжатия в область всасывания.) Два последних вида потерь превращаются в конечном итоге в теплоту, которая усваивается в основном рабочим веществом, вызывая повышение его температуры,
Внутренние потери учитываются индикаторным (внутренним) КПД т]ь а затрата мощности называется соответственно индикаторной (внутренней) мощностью Л^. Индикаторная мощность компрессора (Вт) равна работе, приходящейся на одну полость, умноженной на число полостей, поданных за одну секунду, т. е. N» = = 尸疗仇 или Ni = z^WnPi，
Работа внутреннего сжатия компрессора В КС может быть определена также след злющим образом. С учетом диаграмм теоретических циклов (см. рис. 5.50 и 5.52) внутренняя работа компрессора, затраченная на сжатие н нагнетание 1 м3 рабочего вещества, равна
+ ег 1 (рн — Да)»+ ег 1 (рн — Да)»
+ ег 1 (рн — Да)»
+ ег 1 (рн — Да)»
」де & = "“％； % ="阊；/?н = Рн + Арн-
081,0 ：%2〃 Рн/Ра081,0 ：%2〃 Рн/РаРис. 5.53. Характер изменения коэффициента мощности Kn [к формуле (5.102)] для винтового компрессора сухого сжатияРис. 5.53. Характер изменения коэффициента мощности Kn [к формуле (5.102)] для винтового компрессора сухого сжатияДалее /Вн = /. ] "а [或+ + EL (九-I) -Л1 + £] (* 一 ％), откуда
081,0 ：%2〃 Рн/Ра
081,0 ：%2〃 Рн/Ра
Рис. 5.53. Характер изменения коэффициента мощности Kn [к формуле (5.102)] для винтового компрессора сухого сжатия
Рис. 5.53. Характер изменения коэффициента мощности Kn [к формуле (5.102)] для винтового компрессора сухого сжатия
4м = Рв } ] ЬрнЕ」 (5.101) где 九 ——средний показатель услов
ной политропы, определяемый по значениям конечных парамет ров. Индикаторная мощи ость, компрессора М = KnI^V^. Тогда
Nt = ^VT ^р8 —I П- + РнеГ1 j , (5.102)
где Км ——коэффициент, учитывающий влияние отклонения (политропы) действительного процесса сжатия от условной политропы, потерь на всасывании, протечек. •
Характер изменения коэффициента 心(рис. 5.53) отражает влияние отклонения режимов работы компрессора от оптимального на его энергетические показатели.
Теоретические исследования [33 ], как указывалось, показали, что наиболее экономичным режимом является основной, т. е. при Р『：=/?а- Самыми неэкономичными являются режимы при рн < ра (режимы с «пережатием»). Их следует по возможности избегать. Пойышеине степени внутреннего сжатия (па) несколько сглаживает (уменьшает) влияние отклонения рн от ра, так как снижается роль изохордных процессов рабочего цикла. Эксперименты подтвердили эти выводы.
Эффективная мощность, подводимая к В КС, N8 — Уг + Л\р・ Мощность ^Tp зависит, как указывалось, gt механического трения 184
Рис. 5.55. Зависимости 九，％, Пад и т)е от этн — для ВКС (£)! = 125 мм; профиль асимметричный; пх —=160 с? 互=3). Холодильный агент R12—…，—неохлаждаемы?! корпус;— охлаждаемый корп ус (^g с учетом потерь в одноступенчатом мультипликаторе)Рис. 5.55. Зависимости 九，％, Пад и т)е от этн — для ВКС (£)! = 125 мм; профиль асимметричный; пх —=160 с? 互=3). Холодильный агент R12—…，—неохлаждаемы?! корпус;— охлаждаемый корп ус (^g с учетом потерь в одноступенчатом мультипликаторе)давлепия лн для винтовых компрессодавлепия лн для винтовых компрессоров;ров;；—ВКС при % = 80 м/с; 2 — В КС при % = =120 м/с； 3 — ВМК «1 = 32 м/с (раствор R22 — масло X А-30); 4 — ВМК (ВХ-350) (рас--твор R22 — масло ХС-40)；—ВКС при % = 80 м/с; 2 — В КС при % = =120 м/с； 3 — ВМК «1 = 32 м/с (раствор R22 — масло X А-30); 4 — ВМК (ВХ-350) (рас--твор R22 — масло ХС-40)
Рис. 5.55. Зависимости 九，％, Пад и т)е от этн — для ВКС (£)! = 125 мм; профиль асимметричный; пх —
=160 с? 互=3). Холодильный агент R12
—…，—неохлаждаемы?! корпус;
— охлаждаемый корп ус (^g с учетом потерь в одноступенчатом мультипликаторе)
Рис. 5.55. Зависимости 九，％, Пад и т)е от этн — для ВКС (£)! = 125 мм; профиль асимметричный; пх —
=160 с? 互=3). Холодильный агент R12
—…，—неохлаждаемы?! корпус;
— охлаждаемый корп ус (^g с учетом потерь в одноступенчатом мультипликаторе)
давлепия лн для винтовых компрессо
давлепия лн для винтовых компрессо
ров;
ров;
；—ВКС при % = 80 м/с; 2 — В КС при % = =120 м/с； 3 — ВМК «1 = 32 м/с (раствор R22 — масло X А-30); 4 — ВМК (ВХ-350) (рас-
-твор R22 — масло ХС-40)
；—ВКС при % = 80 м/с; 2 — В КС при % = =120 м/с； 3 — ВМК «1 = 32 м/с (раствор R22 — масло X А-30); 4 — ВМК (ВХ-350) (рас-
-твор R22 — масло ХС-40)
耳 других видов сопротивлений, вызывающих потери, относимые к внешним. Мощность N^ может быть найдена, если задаться значением механического КПД. Поскольку т)м = NJN八 то т]м 口 =М/(М + Мр) и Мр = Ni [(1 一 6)片м】.
Значение i]M принимается по экспериментальным данным. На рис. 5.54 приведены кривые 刀此 ^ / (冗н) при п = var для компрессора сухого сжатия средней холодопроизводительности с подшипниками скольжения (кривые /, 2). Основным источником механи
ческих потерь в винтовом компрессоре являются опорные и упорные подшипники.
Энергетическое совершенство компрессора характеризуется эффективным КШЕ равным отношению адиа-
ватной мощности Уа (принимаемой за «эталонную») к мощности ^, подведенной к компрессору н& = NjNe, где Уа — Ga^ (% ——厶)・ ' Индикаторный КПД компрессора т|； = ya/Vr Тогда ‘
;% = ■•^" = п#м・(5.103)
Мощность двигачеля, приводящего компрессор, должна учитывать потери в промежуточной передаче (ускоряющей или замедляющей), а также сверх этого иметь некоторый запас в 5——10 % для компенсации возможных отклонений расчетных величин от истинных.
На рис. 5.55 приведены характеристики экспериментальнсго ВКС ЛТИХПа 134 I в зависимости от внешней степени повышения .давления при работе компрессора на R12. Здесь же показан эффект Охлаждения водой корпуса компрессора. Повышение объемной и энергетической эффективности при охлаждении достигается за счет уменьшен и я рабочих зазоров (уменьшение протечек) и отвода теплоты от рабочего вещества, снижающего величину среднего показателя политропы/ ''
Объемные и энергетические характеристики холодильных винтовых маслозаполненных компрессоров. Основные требования к маслам. К маслам, применяемым в ВМК, предъявляются специфические требования, которые вытекают из особенностей работы холодильного винтового компрессора, а именно： масло должно обладать малой степенью взаимной растворимости с рабочим веществом;
вязкостно-температурная характеристика масла должна быть пологой; при растворении в масле рабочего вещества вязкость масла не должна значительно изменяться.
В настоящее время в отечественных холодильных винтовых компрессорах применяется масло ХА-30, которое только частично
Рис. 5.56. Процессы сжатия винтового маслозаполнеиного компрессора в диаграмме Z — рРис. 5.56. Процессы сжатия винтового маслозаполнеиного компрессора в диаграмме Z — рудовлетворяет перечисленным требо* ваниям. Оно имеет недостаточно низкую температуру замерзания (—38℃) и не обладает всеми необходимыми свойствами для получения достаточно высоких объемных и энергетических коэффициентов компрессоров. Более совершенными являются масла, созданные в последние годы: ХС-40, ХС-50 и ХСН-40.
Рис. 5.56. Процессы сжатия винтового маслозаполнеиного компрессора в диаграмме Z — р
Рис. 5.56. Процессы сжатия винтового маслозаполнеиного компрессора в диаграмме Z — р
Основное влияние на экономичность работы винтового маслозапол- ненного холодильного компрессора оказывает, как это будет показано
ниже, вязкость масляного раствора и степень растворимости рабочего вещества в масле, а также плотность масла и его теплоемкость.
Расход масла s винтовом маслозаполненном компрессоре. Впрыск масла в винтовой компрессор приводит к загромождению зазоров маслом и к охлаждению винтов и корпуса, что уменьшает эффективные сечения зазоров и, следовательно, увеличивает коэффициент подачи, а также снижает потребляемую мощность. Кроме того, часть энергии тратится на разбрызгивание масла, на сообщение ему ско
рости направленного движения, что увеличивает затрачиваемую мощность. Поэтому определение оптимального расхода масла в винтовом маслозаполненном компрессоре имеет большое значение. Для определения расхода масла Gm необходимо определить тепловой поток Qm, который нужно отвести от рабочего вещества с целью снижения среднего показателя политропы от до п2 (рис. 5.56). Методика определения Q^ зависит от системы смазывания компрессора. В том случае, когда масло из уплотнения, подшипников и разгрузочных поршней выводится из компрессора и не попадает в его рабочую полость, впрыскиваемое масло отводит теплоту только от сжимаемого рабочего вещества.
Процесс сжатия в винтовом маслозаполненном компрессоре (процесс /—2м, рис. 5.56) можно условно представить следующим образом. Сначала происходит сжатие рабочего вещества —— процесс /—2с, затем — отвод теплоты от рабочего вещества впрыски-
ваемьш маслом — процесс 2c—2м. Отвод теплоты в окружающую среду можно принять равным 6—7 % от QM- Состояние рабочего вещества б точке 2с определяется по уравнению
% = & + 与产， (5.104)
Где r)i ——внутренний КПД винтового компрессора условного процесса «сухого» сжатия (口 q 入).
Л Са&Срм Г 勺 一 RЛ Са&Срм Г 勺 一 R)+)+^(ПнМТ1)]，(5/05)^(ПнМТ1)]，(5/05)Рис. 5.57. Зависимость относительного количества масла，м компрессора ЛТИХП от степени повышения давления лн:./ — аммиак; 2 — R22; 3 — RI2Рис. 5.57. Зависимость относительного количества масла，м компрессора ЛТИХП от степени повышения давления лн:./ — аммиак; 2 — R22; 3 — RI2В этом случае Qm определяется по уравнению 133]
Л Са&Срм Г 勺 一 R
Л Са&Срм Г 勺 一 R
)+
)+
^(ПнМТ1)]，(5/05)
^(ПнМТ1)]，(5/05)
Рис. 5.57. Зависимость относительного количества масла，м компрессора ЛТИХП от степени повышения давления лн:
./ — аммиак; 2 — R22; 3 — RI2
Рис. 5.57. Зависимость относительного количества масла，м компрессора ЛТИХП от степени повышения давления лн:
./ — аммиак; 2 — R22; 3 — RI2
где Ga — массовая действительная производительность компрессора; с»м — средняя теплоемкость сжимаемого рабочего вещества; k — показатель адиабаты; п 工—показатель политропы при «сухом» сжатии (процесс /—2с)
1= 1g 冗н—ig ug
п2 一 показатель политропы сжатия рабочего вещества с маслом,几2 =々簿【1 — k (1 — ML
или, задаваясь температурой Т2М (обычно в пределах 60—90 ℃),м5
21g 冗Н— 1g (^2м/^1)
Qm можно определить другим способом
Qm = Ga Адм — Ga (厶—(2м),(5.106)
где А% — теплота, отводимая от 1 кг рабочего вещества, при изменении состояния рабочего вещества от 2с до 2м.
Расход масла б полости сжатия компрессора, GM
GM = QM/gA%),(5」°7)
где А/м — повышение температуры масла в компрессоре (А/м = =20+40 ℃).一
Относительный массовый расход масла в полости сжатия компрессора дм = GM/Ga.
На рис. j5.57 показана зависимость оптимального относительного расхода масла в рабочей полости для экспериментального компрес^- сора ЛТИХП. Как видно из графиков, относительный массовый расход масла растет с увеличением внешней степени повышения давления лн. Это закономерно, так как с ростом лн увеличиваются протечки рабочего вещества и для уплотнения зазоров требуется
187
больше масла. Из этих графиков видно также влияние свойств рабочих веществ на %「 С повышением газовой постоянной и показателя адиабаты рабочего вещества величина ^м увеличивается.
Кроме масла, подаваемого в рабочую полость (G^), в компрессор подается масло для смазывания подшипников Gm, в уплотнение Gm11 и на разгрузочные поршни GL Суммарный расход масла в маслозаполненном компрессоре
£ G“, = Gm + G： + G片 + GS. (5.108)
Рис. 5.58. Зависимость )тн ситель- ного количества масла %〔 компрес-- со卩з 5ВХ-350-7 (2) от степени повышения давления лн./ — аммиак： 2 — R22Рис. 5.58. Зависимость )тн ситель- ного количества масла %〔 компрес-- со卩з 5ВХ-350-7 (2) от степени повышения давления лн./ — аммиак： 2 — R22В том случае, когда масло из подшипников, уплотнения и разгрузочных поршней поступает во всасывающую полость компрессора и оказывает влияние па рабочие процессы винтового компрессора, теплота, отводимая масляным раствором, определяется по уравнению Qm = М — G% (Sm — 厶)一Qo. с» (5.109) где Qo. с ——теплота,， отведенная в окружающую среду, ее можно принять равной 67 % от Qm・ В этом случае расход масла, определяемый по уравнению (5.107), с учетом уравнения (5.109), включает в себя масло, подаваемое на впрыск, на подшипники, уплотнение и на разгрузочные поршни.
Рис. 5.58. Зависимость )тн ситель- ного количества масла %〔 компрес-- со卩з 5ВХ-350-7 (2) от степени повышения давления лн.
/ — аммиак： 2 — R22
Рис. 5.58. Зависимость )тн ситель- ного количества масла %〔 компрес-- со卩з 5ВХ-350-7 (2) от степени повышения давления лн.
/ — аммиак： 2 — R22
На лрис. 5.58 показана зависимость удельного расхода масла от Пн для винтового компрессора типа
5ВХ-350-7 (2) по результатам экспериментальных исследований [45]. Как видно из рисунка, удельный расход масла для аммиачного и хладонового компрессоров значительно отличается друг от друга. Это связано с различием свойств рабочих веществ, таких, как теплоемкость пара, газовая постоянная и некоторых других^ ■
Коэффициент подачи. Методика расчета коэффициента подачи ■ винтового маслозаполненного компрессора во многом' зависит от степени взаимной растворимости рабочего вещества и масла. В современных винтовых холодильных маслозаполненных компрессорах масло, подаваемое на подшипники, разгрузочные поршни и уплот- неннх, собирается во всасывающей полости и затем вместе с рабочим веществом поступает через окно всасывания в рабочую полость ко'лпрессора н направляется на сторону нагнетания. В процессе сжатия к этой смеси добавляется масло, впрыскиваемое непосредственно в рабочую полость компрессора. Таким образом, масло' находится в контакте с рабочим веществом. Рассмотрим вариант, когда масло и рабочее вещество взаимно растворяются друг в друге.
Коэффициент подачи винтового маслозаполненного компрессора в этом случае учитывает следующие^ тетери: 188
'объем, занимаемый утечками рабочего вещества во всасывающую полость;
объем, который занимает масляный раствор, поступающий во всасывающую полость по зазорам вместе с утечками;
объем, который занимает масляный раствор, поступающий, из подшипников и разгрузочных поршней;
объем, занимаемый рабочим веществом, выделяющимся из масляного раствора, поступающего из уплотнения, подшипников и разгрузочных поршней (балластное рабочее вещество);
изменение объема вследствие подогрева всасываемого рабочего вещества при теплообмене с утечками и масляным раствором, поступающим из уплотнения подшипников и разгрузочных поршней.
Уравнение для коэффициента подачи, выведенное из теплового и материального балансов всасывающей полости компрессора [191, имеет вид
%=呉=1 _ △& —А%? —А霜一А解 _ Ag, (5.110)
где 0ад, 0ат ——действительная и теоретическая массовая производительность компрессора; А入^ А九g, А九£, А九^ ——величины снижения коэффициента подачи соответственно в результате утечек рабочего вещества, влияния балластного рабочего вещества, утечек масляного раствора и влияние балластного масляного раствора; А入и ——снижение коэффициента подачи в связи с увеличением объема, занимаемого масляным балластным раствором во всасывающей полости компрессора.
Объемные потери, связанные с гидравлическими потерями на всасывании, приведенном в уравнении (5.110), не учитываются ввиду их малости. Выражение (5.110) можно также представить в виде
X = А,— А麓-Д1^ = Л -记&р7у$вс — ^ВПрТбувс, (5.111) где a = 1 —a入^ — a入：—а九?； Ум =*/匕—относительный объем утечек масляного раствора; Впр = Ga/Ом — массовая доля рабочего вещества, выделившаяся из масляного раствора утечек; Ту = Ту/Твс 一 относительная температура утечек рабочего вещества; йвс = увс/ум —— отношение удельных объемов рабочего вещества и масла во всасывающем патрубке компрессора; У$ = =V m/Vt ——относительный объем балластного масляного раствора; Тб = Тм/Твс — относительная температура балластного рабочего вещества.
Как показгали исследования, основное влияние на коэффициент подачи маслозагюлненного винтового компрессора оказывают потери, связанные с утечками А2^ и балластным рабочим веществом Ahg. Сумма потерь ААм + А九3 + А2屮 составляет незначительную величину (0,01——0,06) в зависимости от условий работы компрессора. На рис. 5.59 показаны результаты испытаний маслозаполненного винтового компрессора на R22 с различными маслами [19].
Из рис. 5.59, а видно, что величина А* резко возрастает с увеличением внешней степени повышения давлений пн. Это связано с ростом температуры балластного рабочего вещества Т§ и повышением степени растворимости рабочего вещества в масле с увеличением давления нагнетания.
Объемные потери А 九^ также увеличиваются с ростом 汽口 (рис. 5.59, б). Основное влияние на величину ДХ^ оказывает растворимость рабочего вещества в масле и вязкость м ас л ох л ад он овой смеси, а также разность давлений до и после щели, по которой раствор течет;
Рис. 5.59. Результаты испытаний винтового маслозаполненного компрессора на R22: а — зависимость А九g от лн; б — зависимость А% от %：
I — масло ХСН-40; 2 — масло ХА-30; 3 — ХС-50; 4 — масло ХС-40
плотность масляного раствора рм и относительная температура утечек рабочего вещества Ту. Наиболее благоприятными свойствами оэладает раствор R22 с маслом ХС-40. Это видно из рис. 5.59, откуда следует, что наименьшие значения А九^ и ДХа относятся к раствору R22 и масла ХС-40, наибольшие значения —— к раствору с маслами ХСН-40 и ХА-30, что объясняется их различной взаимной растворимостью с рабочим веществом и вязкостью.
Суммарные потери, характеризуемые коэффициентом подачи X, также больше при работе компрессора на масле ХСН-40 и ХА-30 (рис. 5.60). Опыты показали [191, что коэффициент подачи винтового компрессора X при работе на масле ХС-40 на 10—12 % выше, чем при работе на масле ХА-30.
На коэффициент подачи заметное влияние оказывает температура всасывания рабочего вещества. На рис. 5.61 показана зависимость относительного коэффициента подачи от температуры всасывания [19 ]. С понижением температуры всасывания объемные потери растут, что вызвано в основном повышением потерь, связанных с утечками рабочего вещества и с влиянием балластного рабочего вещества.
При понижении температуры всасывания уменьшается температура нагнетания. Это ведет к повышению массовой доли рабочего 190
пературы Ту и Тб, однако они чем изменение концентрации ипературы Ту и Тб, однако они чем изменение концентрации иРис. 5.60. Зависимость коэффициента подачи 入 винтового мас- слозаполнеиного компрессора от 冗冃 для различных масел:J 一 ХС-40; 2 — ХС-50： 3 — ХА-30：4 — ХСН-40Рис. 5.60. Зависимость коэффициента подачи 入 винтового мас- слозаполнеиного компрессора от 冗冃 для различных масел:J 一 ХС-40; 2 — ХС-50： 3 — ХА-30：4 — ХСН-40пения：пения：I — % = —25 ℃; 2 — %'= —35 ℃; 3 — % = = —45 ℃<%1в — коэффициент подачи при 仆= 、=!0 ℃)I — % = —25 ℃; 2 — %'= —35 ℃; 3 — % = = —45 ℃<%1в — коэффициент подачи при 仆= 、=!0 ℃)
пературы Ту и Тб, однако они чем изменение концентрации и
пературы Ту и Тб, однако они чем изменение концентрации и
Рис. 5.60. Зависимость коэффициента подачи 入 винтового мас- слозаполнеиного компрессора от 冗冃 для различных масел:
J 一 ХС-40; 2 — ХС-50： 3 — ХА-30：
4 — ХСН-40
Рис. 5.60. Зависимость коэффициента подачи 入 винтового мас- слозаполнеиного компрессора от 冗冃 для различных масел:
J 一 ХС-40; 2 — ХС-50： 3 — ХА-30：
4 — ХСН-40
пения：
пения：
I — % = —25 ℃; 2 — %'= —35 ℃; 3 — % = = —45 ℃<%1в — коэффициент подачи при 仆= 、=!0 ℃)
I — % = —25 ℃; 2 — %'= —35 ℃; 3 — % = = —45 ℃<%1в — коэффициент подачи при 仆= 、=!0 ℃)
вещества в масле как на всасывании, так и на нагнетании, в связи с- тем, что растворимость рабочего вещества в масле увеличивается с понижением температуры. Однако массовая доля рабочего вещества в масле на нагнетании повышается больше, чем на всасывании, по
этому с ростом доли рабочего вещества, растворенного в масле, уменьшается вязкость масляного раствора, что увеличивает А九^ При пони
жении температурь】 всасывания увеличиваются относительные тем
в меньшей степени влияют на А九^ вязкости. На увеличение объемных балластного рабочего вещества А九?,
влияет в основном увеличение массовой доли рабочего вещества, растворенного в масле. На величины, характеризующие коэффициент подачи, оказывает влиягне также температура масла, подаваемого в компрессор. При повышении температуры масла растет температура нагнетания, что ведет к уменьшению концентрации рабочего вещества в масле на нагнетании. На всасывании кон цент рация рабочего вещества в масле также падает, т. е. с увеличением температуры нагнетания увеличивается температура утечек и температура балла- стного рабочего вещества. При этом вязкость рабочего вещества и относительные температуры Ту и ^ растут. Объемная потеря А九g с повышением температуры масла уменьшается, так как на нее основное влияние оказывает изменение концентрации рабочего вещества в масле на всасывании и нагнетании. На объемную потерю А九^ оказывает влияние изменение концентрации рабочего вещества в масле при движении через зазоры и вязкость, которые с увеличением температуры масла уменьшаются, а также Ту, которая при этом увели- чивается, т. е. ДХа имеет минимальное значение.
Рис. 5.62. Зависимость относительного коэффициента подачи 九 от температуры подаваемого в компрессор масла при различных температурах кипения:/ — / = _25 ℃; 2 _ /о = —35 ℃;Рис. 5.62. Зависимость относительного коэффициента подачи 九 от температуры подаваемого в компрессор масла при различных температурах кипения:/ — / = _25 ℃; 2 _ /о = —35 ℃;Как видно из рис. 5.62, построенного по результатам испытаний [19 ], относительная величина коэффициента подачи I маслозаполненного винтового компрессора имеет максимальное значение при температуре масла /..,, подаваемого в компрессор, 30—40℃ при прочих равных условиях.
Рис. 5.62. Зависимость относительного коэффициента подачи 九 от температуры подаваемого в компрессор масла при различных температурах кипения:
/ — / = _25 ℃; 2 _ /о = —35 ℃;
Рис. 5.62. Зависимость относительного коэффициента подачи 九 от температуры подаваемого в компрессор масла при различных температурах кипения:
/ — / = _25 ℃; 2 _ /о = —35 ℃;
На объемные потери оказывает также влияние расход масла VM. Это влияние обусловливается изменением основных величин, характеризующих потери ДХ1 и АХа- С увеличением 丿乂 значения ДХа и АХа возрастают из-за изменения концентрации рабочего вещества при движении через зазоры и на нагнетании и всасывании, а также вязкости. Уменьшение 7б и Ту снижает это возрастание, поэтому для винтовых маслозаполненных компрессоров существует определенное оптимальное значение относительного количества масла q^ показанного на рис. 5.57, 5.58.
В том случае, когда масло и рабочее вещество практически не растворяются друг в друге (например, масло — аммиак), уравнение (5.110) несколько упростится, так как будет отсутствовать влияние балластного рабочего вещества, выделяющегося из масляного раствора, поступающего из уплотнения, подшипников и разгрузочных поршней, а также влия； ние изменения вязкости масла и примет ЕИД•
九=1 一 a解一 a延一八九: 一入入卩
(5.112)
На рис. 5.63 показана зависимость коэффициента подачи отечественных винтовых маслозаполпепных холодильных компрессоров от внешней степени повышения давления ли. Из рисунка видно, что па коэффициент подачи вл. нет не только лн, но и разность давлений, рабг чее вещество и размеры компрессора.'
Потребляемая мощность и КПД. Мощность 乂刀 подводимая к ВМК, затрачивается на сжатие и перемещение рабочего вещества 乂九 преодоление трения роторов о паромасляную смесь Угм, транспортирование масла на сторону нагнетания "м； трение в подшипниках, ториевом уплотнении, уравновешивающих поршнях 乂丁卩.
Таким образом, уравнение для определения эффективной мощности ВНК можно заптеать в следующем виде:
_ М = м + Мм + Мм + Мтр.(5.113)
Внутренняя мощность равна
Mh = M + Mm + Nm・(5.114)
Рис. 5.63. Коэффициент подачи винтовых маслозаполиенных компрессоров X для различных рабочих веществ:Рис. 5.63. Коэффициент подачи винтовых маслозаполиенных компрессоров X для различных рабочих веществ:7 ——поджимающий компрессор 6ВХ-700/2,6АС; 2 — компрессор 5ВХ-350/5 ① С на R22; 3 — компрессор 5ВХ-350/4 АС на аммиаке； 4 — бессальниковый винтовой компрессор (£\ = =160 мм) на R22;5 — экспернмеи-тальный винтовой компрессор ЛТИХП(Di — 85 мм) на R 127 ——поджимающий компрессор 6ВХ-700/2,6АС; 2 — компрессор 5ВХ-350/5 ① С на R22; 3 — компрессор 5ВХ-350/4 АС на аммиаке； 4 — бессальниковый винтовой компрессор (£\ = =160 мм) на R22;5 — экспернмеи-тальный винтовой компрессор ЛТИХП(Di — 85 мм) на R 12
Рис. 5.63. Коэффициент подачи винтовых маслозаполиенных компрессоров X для различных рабочих веществ:
Рис. 5.63. Коэффициент подачи винтовых маслозаполиенных компрессоров X для различных рабочих веществ:
7 ——поджимающий компрессор 6ВХ-700/2,6АС; 2 — компрессор 5ВХ-350/5 ① С на R22; 3 — компрессор 5ВХ-350/4 АС на аммиаке； 4 — бессальниковый винтовой компрессор (£\ = =160 мм) на R22;5 — экспернмеи-
тальный винтовой компрессор ЛТИХП
(Di — 85 мм) на R 12
7 ——поджимающий компрессор 6ВХ-700/2,6АС; 2 — компрессор 5ВХ-350/5 ① С на R22; 3 — компрессор 5ВХ-350/4 АС на аммиаке； 4 — бессальниковый винтовой компрессор (£\ = =160 мм) на R22;5 — экспернмеи-
тальный винтовой компрессор ЛТИХП
(Di — 85 мм) на R 12
Расчетная индикаторная мощность N» определяется по уравнению
№ =(%一厶)〃，(5.115)
где Ум 一 расход масляного раствора, занимающего часть объема парных полостей на стороне всасывания; рг ——среднее индикаторное давление действительного ВМК, определяется по индикаторной диаграмме. Индикаторную мощность также можно определить по формуле
m =(限-乙)+ (任)1，
(5.116) где pi ——давление пара в начале сжатия; Apj ——повышение давления в парной полости в процессе переноса; Др2 ——потери давления в окне
нагнетания (задаются или рассчитываются [18]); WM — % — объем парной полости в конце внутреннего сжатия; WM ——объем масляного раствора в парной полости. Уравнение (5.116) учитывает переменность массы рабочего вещества и масляного раствора, потери давления в окне нагнетания и в процессе всасывания, интенсивность тепло- и массообмена в процессах переноса и сжатия рабочего вещества.
Мощность механического трения “тр и мощность, затрачиваемую на гидромеханические потери Угм, а также мощность, затрачи-
ваемую на транспортирование масла Л\” можно определить по результатам исследований, проведенных во ВНИИхолодмаше [18, 45 ]. Энергетическая эффективность
ВМК .определяется по величинам
внутреннего адиабатного КПД %, вн = 2@/乂用卄 механического
КПД Пм = N 盡 N е, эффективного КПД % = N』Ne = Ла.внЛм-
На энергетическую эффективность ВМК большое влияние оказывают свойства масла. Как показали исследования [18], макси
мальное значение 刀？ получено при работе на смеси агента с маслом ХС-40 (рис. 5.64) благодаря его меньшей степени взаимной растворимости с рабочим веществом, более пологой вязкостно-температурной характеристике и некоторым другим свойствам.
На энергетические потери винтового компрессора влияет температура всасываемого рабочего вещества, при понижении которой увеличивается вязкость масляного раствора и его плотность, что ведет к увеличению мощности гидромеханических потерь.
7 П/р И. А. Сакуна
' На зф巾ектнкпы访 КПД оказывает влияние температура масла, подаваемого в компрессор. При повышении температуры масла па- "дает концентрация рабочего вещества в растворе, что ведет к повышению его вязкости. Это, с одной стороны, способствует уменьшению перетечки, что повышает КПД, а с другой стороны ——с увеличением вязкое!и увеличивает гидромеханические потери, что, естественно, понижает КПД компрессора. Исследования [18] показали, что эффективный КПД компрессора имеет максимум при температуре масла 30-40 °C.
Рис. 5.64. Зависимость т)е = =/ (Ян) маслозаполиеииого винтового компрессора, работающего иа различных маслах при Z = 二 30 ℃:，q ХС-40; 2 — ХА-30； 3 — ХС-50： 4 — ХСН-40Рис. 5.64. Зависимость т)е = =/ (Ян) маслозаполиеииого винтового компрессора, работающего иа различных маслах при Z = 二 30 ℃:，q ХС-40; 2 — ХА-30； 3 — ХС-50： 4 — ХСН-40Рис. 5.65. Эффективный КПД винтовых [ маслозаполиеииых компрессоров для раз- | личных рабочих вещестt:17』поджимающий компрессор 6BX-700/2.6ACJ12 — компрессор 5ВХ-350/5ФС на R22; 3 二 компрессор 5BX-35Q/4AC иа аммиаке; 4 -— экс*、《 пернмеитальный компрессор ЛТИХП (Z\ = j =85 мм) на RI2扌Рис. 5.65. Эффективный КПД винтовых [ маслозаполиеииых компрессоров для раз- | личных рабочих вещестt:17』поджимающий компрессор 6BX-700/2.6ACJ12 — компрессор 5ВХ-350/5ФС на R22; 3 二 компрессор 5BX-35Q/4AC иа аммиаке; 4 -— экс*、《 пернмеитальный компрессор ЛТИХП (Z\ = j =85 мм) на RI2扌
Рис. 5.64. Зависимость т)е = =/ (Ян) маслозаполиеииого винтового компрессора, работающего иа различных маслах при Z = 二 30 ℃:
，q ХС-40; 2 — ХА-30； 3 — ХС-50： 4 — ХСН-40
Рис. 5.64. Зависимость т)е = =/ (Ян) маслозаполиеииого винтового компрессора, работающего иа различных маслах при Z = 二 30 ℃:
，q ХС-40; 2 — ХА-30； 3 — ХС-50： 4 — ХСН-40
Рис. 5.65. Эффективный КПД винтовых [ маслозаполиеииых компрессоров для раз- | личных рабочих вещестt:1
7』поджимающий компрессор 6BX-700/2.6ACJ1
2 — компрессор 5ВХ-350/5ФС на R22; 3 二 компрессор 5BX-35Q/4AC иа аммиаке; 4 -— экс*、《 пернмеитальный компрессор ЛТИХП (Z\ = j =85 мм) на RI2扌
Рис. 5.65. Эффективный КПД винтовых [ маслозаполиеииых компрессоров для раз- | личных рабочих вещестt:1
7』поджимающий компрессор 6BX-700/2.6ACJ1
2 — компрессор 5ВХ-350/5ФС на R22; 3 二 компрессор 5BX-35Q/4AC иа аммиаке; 4 -— экс*、《 пернмеитальный компрессор ЛТИХП (Z\ = j =85 мм) на RI2扌
Изменение расхода масла в компрессоре влечеТ за собой также j изменение физических свойств масляного раствора, от которых, как j уже отмечалось, зависят перетечки и гидромеханические потери. 1 Оптимальные значения удельного расхода масла, определенные при | максимальных значениях 入 и ть, были показаны на рис. 5.58. Зави- j симость эффективного КПД различных винтовых компрессоров от I степени повышения давления представлена на рис. 5.65 [45 ].
Оптимальная окружная скорость. Для винтовых маслозаполненных компрессоров, так же как и для компрессоров сухого сжатия, существует оптимальная окружная скорость на внешней окружности ведущего ротора. На численное значение оптимальной окружной скорости 〃工 влияют: давление всасывания, разность давлений рн —' ——рв, степень повышения давления 貝切 рабочее вещество, свойства н относительное количество масла ^м; размер зазоров в компрессоре; относительная длина и тип профиля роторов; объемная производительность компрессоров. Выбор скорости вращения роторов делается, как правило, по экспериментальным данным. На рис. 5.66 показаны
средние значения оптимальных окружных скоростей для хладонов и аммиака, полученные экспериментально [45 ]. Нижние кривые ноля скоростей относятся к крупным компрессорам с относителыю малыми зазорами и большими значениями относительной длины роторов. Верхние кривые ——для компрессоров малой производитель- ности с относительно большими зазорами и меньшими значениями относительной длины роторов. Для компрессоров с асимметричным профилем роторов значения окружной скорости выбираются несколько меньшие, чем для окружных профилей. Чтобы упростить
конструкцию компрессора и не применять мультипликатор, окружную скорость выбирают иногда меньше оптимальной. При этом коэффициент подачи и эффектнвный КПД компрессора уменьшаются.
■ ружиой скорости «1 иа виешйей окружи о- сти ведущего винта от ли■ ружиой скорости «1 иа виешйей окружи о- сти ведущего винта от лиУсловия работы винтовых маслозаполненных компрессоров. На характеристики винтовых компрессоров основное влияние оказывают условия работы: давление всасывания и нагнетания, а также их разность; сте: ень повышения давления лн; температура всасываемого рабочего вещества; температура и относительное количество подаваемого в компрессор масла; марка масла; геометрическая степень сжатия; внешняя степень повы-
■ ружиой скорости «1 иа виешйей окружи о- сти ведущего винта от ли
■ ружиой скорости «1 иа виешйей окружи о- сти ведущего винта от ли
шения давления; частота вращения роторов, а также схема и цикл холодильной машины. При одноступенчатом сжатии в качестве предельных рекомендуются следующие условия работы [45 ]： минимальное давление всасывания 0,005 МПа; минимальная температура всасывания ——40 ℃; максимальное давление нагнетания 2,1 МПа; максимальная разность давлений нагнетания и всасывания 1,7 МПа; ，максимальная внешняя степень повышения давления 17; максимальная температура рабочего вещества на нагнетании 90 ℃; температура масла на входе в компрессор от 30 до 50 ℃.
Наиболее распространенными рабочими веществами холодильных машин с винтовыми компрессорами являются R22， аммиак и R12. Для создания холодильных машин с ВМК средней и малой производительности весьма перспективными могут оказаться рабочие вещества низкого давления, например RI 1, R12^1 и некоторые другие. Это связано с тем, что указанные рабочие вещества имеют более низкую удельную объемную производительность. Поэтому при проектировании средних и малых ВМК можно применить роторы сравнительно большого диаметра при относительно небольшой частоте вращения ведущего ротора. Условия работы компрессоров в зависимости от диапазона рабочих температур при работе на основных рабочих веществах приведены в табл. 5.5.
Винтовой маслозаполненный компрессор имеет наибольшую энергетическую эффективность при температуре масла на входе в ком-
7*7*195
7*
7*
прессор от 30 до 40 С, температура рабочего вещества на всасывании от +5 до + 15 ℃. Оптимальные окружные скорости показаны на рис. 5.66. Оптимальное относительное кол и честь о масла приведено на рис. 5.57 и 5.58.
Технологические схемы компрессорных агрегатов. На рис. 5.67 показана принципиальная технологическая схема винтового холодильного маслозаполненного агрегата. Рабочее вещество через обратный клапан 4 и газовый фильтр 1 поступает во всасывающую по-
Таблица 5.5
Условия работы ВМК
Тип холодильной машины
Рабочее вещество
Максимальная температура конденсации (промежуточная), ℃
Температура кипения, ℃
от
до
Одно- и двухступенчатые, каскад-
R22
50
10
—80
ные、
Одно- и двухступенчатые
Аммиак (R717)
50
0
—65
Одноступенчатые
R12
70
10.
—35
Одно- и двухступенчатые, каскад-
R502
50
10
-85-
ные
То же
R143
40
—15
—85
R13B1
35
—15
—95
Каскадные
R13
—5
—60
— 115
Этан (R170)
—10
—60
-100
лость компрессора 7, где смешивается с маслом, идущим из подшип-' ииков, сальника и разгрузочных поршней компрессора. В процессе сжатия к образовавшейся смеси добавляется масло, впрыскиваемое в парные полости, после их отсечки от окна всасывания. Из компрессора смесь рабочего вещества и масла поступает в маслоотделитель 16. где происходит отделение масла. В некоторых случаях при-" меняется второй маслоотделитель 15. Рабочее вещество, отделенное от масла, через обратный клапан поступает в нагнетательный трубопровод. Из маслоотделителя масло, пройдя через фильтр грубой очистки 74, поступает в маслоохладитель 12. Давление масла после масляного насоса J3 выше давления нагнетания на 0,1—0,35 МПа. После охлаждения в маслоохладителе одна часть масла поступает на впрыск в компрессор, а другая ——через фильтр тонкой очистки 9 к подшипникам, сальнику и разгрузочным поршням.
Представленная технологическая схема является типовой для отечественных холодильных агрегатов с винтовыми маслозаполнен- ньши компрессорами.
Схема агрегата с промежуточной подачей рабочего вещества (с системой «экономайзер») отличается тем, что в компрессоре имеется дополнительный патрубок всасывания и парожидкостный теплооб- 196
НагнетаниеНагнетание1818151516 7716 77I iI iYYСлив Л/(7С-"Г<Слив Л/(7С-"Г<ла с газом | у I<ла с газом | у I<1313丄丄1919ММтт1515比比设мист\ 设мист\ Рис. 5.67. Принципиальная технологическая схема холодильного винтового маслозаполненного компрессорного агрегата:Рис. 5.67. Принципиальная технологическая схема холодильного винтового маслозаполненного компрессорного агрегата:
Нагнетание
Нагнетание
18
18
15
15
16 77
16 77
I i
I i
Y
Y
Слив Л/(7С-"Г<
Слив Л/(7С-"Г<
ла с газом | у I<
ла с газом | у I<
13
13
丄
丄
19
19
М
М
т
т
15
15
比
比
设мист\
设мист\
Рис. 5.67. Принципиальная технологическая схема холодильного винтового маслозаполненного компрессорного агрегата:
Рис. 5.67. Принципиальная технологическая схема холодильного винтового маслозаполненного компрессорного агрегата:
менник. Принципиальная схема холодильной машины с таким агрегатом показана на рис. 4.19.
Силы и моменты, действующие на роторы компрессора. A>w・ сификаци兄 сил и моментов. Винты являются основными элементами роторов. На них действует сложная система сил, что обусловлено особенностями конструкции компрессора и геометрической формой винтов. На -роторы компрессора действуют: осевые силы, направленные параллельно осям винтов; радиальные силы, направленные перпендикулярно к осям винтов; крутящие и изгибающие моменты.
Определение величины и направления сил и моментов необходимы для расчета и конструирования валов роторов, опорных и упорных
I На всасыбание V 6 компрессор
/ — газовый фильтр; 2 — манометр; 3 — термометр; 4 — обратный клапан； 5 — запорный вентиль; 6, 19 ——электродвигателн; 7 ——компрессор: 8 ——место отбора давления на защитный прибор; 9 ——фильтр тонкой очистки； 10 ——регулятор прямого действия; 11 ——соленоидный вентиль; 12 — маслоохладитель; /3 — маслонасос； /4 — фильтр; /5, /6 — маслоотделители; 77 — термореле; 18 — перепускной клапан
подшипников, разгрузочных устройств, шестерен связи. Расчет, как правило, ведется на максимальный возможный перепад давлений в холодильном маслозаполненном компрессоре: Др = рн — < 1,7 МПа.
,Осевые силы и крутящие моменты. В общем случае полная осевая сила, действующая на ротор, равна векторной сумме:
•2 = Рт 十 Ра + Ли + Рр・у + Рв，
где /\ ——суммарная сила, действующая на торцы винта; Ра — суммарная осевая сила, действующая на профильные поверхности винта; Рщ ——осевая составляющая нормальной силы, действующей в зубчатом зацеплении, например в шестернях связи; Рр.у ——осевая сиЛа разгрузочного устройства; Рв — суммарная осевая сила,
действующая на вал ротора от других элементов, сйдйщиХ на калу ротора (зубчатых колес, уплотнений), а также от неуравновешенных газовых давлений.
Остановимся на первых двух силах, так как определение остальных сил не вызывает затруднений. Суммарная осевая сила, дейст- .вующая на торцы винта, равна разности сил торцов нагнетания и всасывания. Вся площадь торца винта на стороне всасывания подвержена давлению рв. Со стороны нагнетания часть поверхности торца винта находится под давлением рн; другая ——под давлением рв н некоторая часть под промежуточным
Рщ = (2储 + 0,5/зг + 0,5務)Др = (2,5% + 0,5储)Ар, (5. U7) где Ар = рн — %； /з( — площадь торцевого сечения зуба винта; fut — кольцевая . площадь, образованная окружностью впадин винта и валом (d^,友=0,25ndн/ —臨).
Координатами точки приложения осевой силы PTi приближенно являются: г = 0,5 &вн угол Yt а 45° (см. рис. 5.70).
Среднее значение осевых сил, действующих на все профильные поверхности ВЩ и ВМ винтов, определяются по формулам:
一 Pai = (2n//h)Micp； Ра2 = (2п/砧他叩， (5.118)
где 加工叩 и 加2cp — средние крутящие моменты, действующие на ВЩ и ВМ винты. Существуют и другие способы определения профильных осевых сил [33 ].
Средний крутящий момент на ВЩ винте равен сумме моментов: момента, найденного через внутреннюю (индикаторную) мощность 加вн, и среднего крутящего момента ВМ винта, отнесенного к оси ВЩ.
Теоретические и экспериментальные исследования зацеплений винтов с циклоидальным профилем зубьев показали, что ведомый винт воспринимает энергию от сжимаемого газа, а его момент направлен в сторону, противоположную моменту ВЩ винта. Таким образом, при работе компрессора ВМвинт, получая энергию от сжимаемого вещества, вновь передает ее (за вычетом энергии, затраченной на свое вращение) ВЩ винту через шестерни связи или при непосредственном контакте (если шестерни отсутствуют).
Итак, поскольку энергию от двигателя получает ВЩ винт, следовательно, его энергия расходуется на сжатие пара, то
加icp = 〃кр + 加 2ср， (5.119)
где моменты приведены к одной оси ——оси вала ВЩ винта* Кроме того, можно принять
М2cp = &мМкр, (5.120)
где 々м ——коэффициент, показывающий, какую долю от Л4Hp воспринимает ВМ винт от сжимаемого вещества.力м зависит от типа профиля зубьев: для зубьев с цевочным профилем 力乂 = 0; для чисто циклоидных профилей он имеет максимальное значение; для встречающихся
в винтовых к(шпрессорах асимметричных профилях 左制 а 0,08+0,12. Итак,
м 丄 ср = (1+右 M)Mt4>・(5.121.)
Необходимо отметить, что осевые силы действуют на профильные поверхности нескольких впадин вннтов и, следовательно, профильные силы Pai и Раз являются суммарными силами для каждого из винтов.
Для расчета упорных подшипников и разгрузочных устройств точки приложения этих сил, как и торцевых, находить нет необходимости. Но при расчетах реакций в опорных подшипниках и изгибающих моментов валов точки приложения всех осевых сил знать необходимо. Необходимо также отметить еще одну важную особенность осевой профильной силы ВМ винта Ра2 ——она направлена в сторону торца нагнетания. Объясняется это соответствующим расположением циклоидальных профильных поверхностей ВМ винта. В зацеплении винтов с цевочным профилем зубьев все газовые силы внутри полости ВМ винта полностью уравновешены и поэтому осевая сила Ра2 = 0-
В последние годы по ряду причин возникла необходимость передавать крутящий момент от двигателя на вал ведомого винта компрессора, Такая необходимость появилась прежде всего у маслозаполненных компрессоров, в том числе холодильных, не имеющих, как правило, шестерен связи. В этом случае передача полного крутящего момента компрессора от ведомого винта должна осуществляться к ведущему винту через зацепления (зубья) винтов. Однако не все из рассмотренных выше профилей пригодны для этого ——непригодны циклоидальные профили с точечным зацеплением. Окружные и эллиптические участки профиля силовую нагрузку (при наличии смазки) передают вполне надежно. Лучше других профилей силовую передачу осуществляют эвольвентные профили, чем и объясняется все более частое их применение в новейших профилях зубьев ;винтовых маслозаполненных компрессоров.
Радиальные силы, действующие на роторы. В современных маслозаполненных компрессорах, работающих с большими перепадами давления, действуют значительные радиальные силы. Радиальные сильг возникают от сил давления пара на профильные поверхности винтов, от нормальных сил давления на другие элементы винта, а также от деталей и узлов, сидящих на валу ротора, и от массовых сил ротора.
Рассмотрим силы, действующие на каждую отдельно взятую впадину винта. Ее можно рассматривать как замкнутую полость, закрытую снаружи по внешнему цилиндру винта (диаметром QJ корпусом компрессора. Если рассечь полость двумя торцевыми плоскостями (см. рис. 5.40, плоскости /——/ или II——//), получим замкнутый объем, внутренние поверхности которого находятся под избыточным давлением р = рсж — %, где рсж — абсолютное давление пара в данной полости в рассматриваемый момент времени (иначе полостй, находящейся в определенном зафиксированном положении).
Очевидно, сила давления пара на профильную поверхность впадины между зубьями равна по абсолютному значению силе давления пара на цилиндрическую поверхность зева впадины, прикрытого корпусом компрессора, но противоположна ей по знаку (рис. 5.68)— это поверхность эквивалентного цилиндра. На нее действуют равномерно распределенные силы давления, направленные радиально. Их равнодействующая для единичной длины впадины (винта) при постоянном давлении пара будет (рис, 5.68)
ЯрЯрр cos a da ~ 2р R* sin 出.р cos a da ~ 2р R* sin 出.Рис. 5.68. К определению интенсивности нагрузки впадии винтов: а — ведущего; ' 6 — ведомого .Рис. 5.68. К определению интенсивности нагрузки впадии винтов: а — ведущего; ' 6 — ведомого .
Яр
Яр
р cos a da ~ 2р R* sin 出.
р cos a da ~ 2р R* sin 出.
Рис. 5.68. К определению интенсивности нагрузки впадии винтов: а — ведущего; ' 6 — ведомого .
Рис. 5.68. К определению интенсивности нагрузки впадии винтов: а — ведущего; ' 6 — ведомого .
Угол а工 равен половине углового- шага нарезки винта в торцевой плоскости: а工=冗/马.Так как 2R】sin а2 = а± (где。工——длина хорды, стягивающей дугу окружного шага винта по внешнему цилиндру), то qp — %卩 но на винт передается сила ^ = |^|. Таким образом, сила давления пара на поверхности впадин винта единичной длины 4工=а】/? и направлена по радиусу к оси винта. Аналогично для ВМ винта q = 02P.
Отметим, что независимо от типа профиля (например, симметричного или асимметричного) силы q всегда находятся на середине впадины. Геометрическое место сил q по длине впадины образует грузовую линию. Каждая впадина винта имеет свою грузовую линию. При расстоянии между торцевыми плоскостями AZ радиальная сила давления пара на поверхность впадины винта составит
р = q、Z = pat AZ, (5.122) но а» AZ = /н — площадь проекции элемента поверхности эквивалентного цилиндра. Таким образом,
Р = Р& (5.123) причем площадь /ц может быть произвольной формы. Важно помнить, 200
что это проекция элемента поверхности эквивалентного цилиндра, прикрывающего впадину виита.
Теперь можем перейти к рассмотрению метода расчета радиальных сил, действующих на винты. Отметим прежде всего, что для прочностных расчетов элементов конструкций компрессора необходимо исходить из максимальных длительно действующих сил. Давление пара в тепловом расчете компрессора определяется в сооъ ветствии с действительным циклом холодильной машины. Для серийно выпускаемых компрессоров расчет производится при максимальной разности давлений Ьр = р^ — Рв = \ R МПа.。
Для определения площадей поверхности винтов, на которые действуют соответствующие перепады давлений, винты ставят в такое положение, при котором ближайшая парная полость подошла к окну нагнетания. Другими словами, винтовая линия гребня зуба ВЩ винта должна коснуться контура окна нагнетания. В целях сокращения выкладок влияние неуравновешенных площадок [33] в дан- 卜 ном случае учитывать не будем. Метод состоит в следующем.
Строится развертка (для удобства контроля вычислений —— в масштабе) внешней цилиндрической поверхности винтов (рис. 5.69, б): на контуре развертки наносятся линии гребней зубьев под углами Pi и |32; вычерчивается проекция цилиндрической части окна нагнетания (на рис. 5.69, 6 она заштрихована накрест), и, касаясь его кромки, вычерчивается развертка ближайших полостей ВЩ и ВМ винтов (заштрихованные по контуру).
Угол наклона винтовой линии гребня' зуба ВЩ и ВМ винтов:
01 = arctg [(£)丄/d丄J tg 匐；02 = arctg [(。2〃2口) tg BJ (5.124) или tg 也—nDJh^
Правильность построения на этом этапе контролируется аппликатой Zc = бе儿/2% где q)lc — угол сжатия.
Гребень следующего зуба изобразится линией 3—2, отстоящей от окна нагнетания на расстоянии осевого шага hl/z1 = AZ, где AZ —— ；отрезок по оси винта. Аналогично наносится линия 10——И для ВМ винта. Таким образом, получили развертку участка эквивалентного цилиндра ВЩ винта 7—2—3, подверженного перепаду равномерно распределенного давления Ар = рн ——
Аналогичная развертка для ВМ — фигура 7—10—/L Координаты центров давления (ЦД) этих фигур наглядно и просто определяются графически. В центрах давления приложены сосредоточенные силы Р1Н и Р2н- Для их определения необходимо н йти соответствующие площади. Нужно помнить, что по оси ОХ工 на чертеже изображена развертка цилиндра, а радиальная сила равна, согласно уравнению (5.122), произведению перепада давления на хорду (и на соответствующую аппликату AZ). Неучет этого обстоятельства приводит, естественно, к ошибкам. Таким образом, истинная площадь 戶»н, подверженная давлению Ар, будет для ВЩ и ВМ винтов:
尸1н = (пл. / — 2 — 3) m2^i хр；尸2H = (口孔 1 亠 10 — 11) m2^2 xp,
•(5.125)
§ w'ш3du。iHHq Зв BHHM。QlqHhadauou I e 百 HHm s« m£H g^2f I.-i XZHqledB-:龍匕務 к
где tn ：— масштаб длин (предполагается по ссям ОХ工 и OZ одинаковым); й1хр м 亀 хр ——хордальные коэффициенты, зависимые от окружного шага зубьев,
Е хр = s$n (*)/(叫).(5」26>
Так, для числа зубьев 乙 = 4 коэффициент й1хр = 0,£00; для % = 6论爰工р = 0,955. Для принятой системы зубьев 4/6 площади:
尸工我=0,9/т? (пл« / — 2 — 3); F2h = 0,955/п2 (пл. / — 10 — //).
(5.125а)
Соответствующие сосредоточенные в центрах давления силы:
Blh =居HA"；尸 2h =尸 2扯"，(5.127)
Это ^основные радиальные силы, действующие на винты. Точки приложения их к винтам определяются координатами:
尸 1а (%н； Zg； %_н)；尸2H (%亩 Z；jh；也л),
где.
”н = $360/(3,142) гра 瓦(5.128)
Дуга S$ равна абсциссе на чертеже (рис, 6.69, а), а именно; S^ = 口 Х1Н; S2H п Х2н. Векторы сил Р1Н и Р2Н, направленные под углами у% и 7sh к осям абсцисс, наносим соответственно справа и слева от рис. 5.69, а на торцевых проекциях винтов. Гребень зуба ВЩ винта следующей парной полости (линия 4—5) может пересечь линию торцов всасывания в точке начала координат, т. е. точки 4Ho —、 совпадут. Это произойдет в том случае, когда угол сжатия <р1с окажется, кратным угловому шагу зубьев п/гъ т. е. 「
.г^с/л = 1; 2; 3.(5.129)
Тогда зубья ВЩ (зуб 1) и ВМ (зуб F) винтов на торце всасывания будут находиться в положении начала заполнения полости ВЩ винта зубом ВМ х. Для зубьев с циклоидальным профилем на тыльной стороне такому положению отвечает точка касания зубьев 1 и 1* в вершине линии зацепления (в точке пересечения внешней окружности ВЩ винта и начальной окружности ВМ). Для этого вершина линии зацепления должна находиться на продолжении оси OZ (рис. 5.69, о). Если же, как чаще всего встречается, условие (5.129) не выполняется, то и тогда правильность построения проверяется зависимостью AZ = ^hi/2n.
Площадь развертки полости 2—3—4—5, как и всех последующих, может быть разбита на рационально расположенные площадки с простыми фигурами (параллелограммы, треугольники). Здесь могут оказаться удобными грузовые линии 令工,令口, на которых находятся центры давления некоторых фигур. Удобно придерживаться такого правила: площадка (фигура) не должна выходить за пределы 1-2-й или 3-4-й четвертей. Это удобно для понимания системы действую-
1 Д2 винтов с т13 <т1Пр в этом положении уменьшение объема парной по лости еще не наступило, что следует и из положения точки 6 на рис. 5.69, б.
щих на винт радиальных сил, но несколько увеличивает объем расчетной работы. Для ее сокращения развертки полей можно не разбивать на отдельные фигуры и находить для полости центр давления и общую полную радиальную силу для всей полости.
Перепад давления во второй полости ведущего винта (фигура 4一5一6—7)в рассматриваемом случае 厶口口 =0,夕口 = 0. То же относится и к qh ведомого винта. Таким образом, радиальные силы, де访ствующне на винты, можно свести всего лишь к двум (или трем) силам для каждого винта. Зависит это от числа осевых шагов зубьев 九jNi, укладывающихся в аппликате Z。 (или иначе для данной конструкции винта — от геометрической степени сжатия).
При наличии геометрического подобия винтов рассмотренную схему радиальных сил (рис, 5.69) можно унифицировать, меняя только расположение линий торцов всасывания и нагнетания в соответствии с конкретными значениями £「и /в.
Определив действующие на винте силы, приступим к составлению эскизов расчетной схемы роторов. Для этого необходимо изобразить контуры боковой и торцевой проекций роторов в произвольном масштабе (рис. 5,70) с указанием расстояния между опорными подшипниками и другими деталями в узлами, сидящими на валах роторов и создающими на них нагрузку. Силами и моментами трения ввиду их малости можно пренебречь.
Пользуясь рассмотренной выше схемой расчета радиальных сил и рис. 5.69, нанесем векторы сил в соответствии с найденными координатами точек приложения сил 2г и 丫加 Нанесем также векторы осевых ——торцевых и профильных сил, действующих на ВЩ и ВМ винты.
Наиболее сложным является определение сил, действующих на профильные поверхности винтов. Выше уже указывалось, что осевые силы, действующие на профильные поверхности нескольких впадин каждого из винтов, можно заменить одной суммарной осевой силой, которая, напомним, достаточно надежно определяется по формулам (5.118)；\
£ А» = ^n/hi)/Mi ср.
В каждой полости осевая сила является одной из трех составляющих нормальной (полной) силы давления газа (пара) на профильную поверхность зубьев. Нормальная сила всегда направлена по нормали к поверхности давления; две другие составляющие нормальной силы — окружная РОк и радиальная R — приложены в той же точке, что и осевая. Координатами точек приложения этих сил —— центров давления ——являются точки пересечения радиальных прямых, на которых находятся радиальные силы, с поверхностью цилиндра диаметром Dt ср = 0,5 (/?；+ ^ вк), т. е. определяются углами . 竺н н у； (см. рис. 5.69) и аппликатами Z^ и Z；.
Таким образом, осевая сила, действующая в каждой полости (в том числе и соединившейся с камерой нагнетания), будет пропори
HErtHErtциональна н°：циональна н°：а)а)
HErt
HErt
циональна н°：
циональна н°：
а)
а)
Окружные силы приложены в тех же точках, направлены по нормали к радиальным и находятся по формуле
PoKi = PatCtgBcp,(5.131)
где Вер = arctg [(&р/4н) tg 匐 ИЛИ pcp = arctg (nDic^.
На рис. 5.70 показаны силы и точки их приложения» действующие на ВЩ и ВМ винты. Не показаны силы, действующие на другие детали ротора — разгрузочное устройство, шестерни связи (или силовую зубчатую передачу).
Расчеты величины и направления реакций в опорных подшипниках выполняются по известным из предыдущих курсов (сопротивления материалов, деталей машин) методикам. Следует только иметь в виду, что внецентренно приложенные силы (At； PQ создают моменты, действующие в различных плоскостях. Это усложняет использование обычного приема ——разложение сил по двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Поэтому реакции в опорных подшипниках определяются отдельно в каждой из плоскостей, в которых действуют радиальные, окружные и осевые силы, а также моменты от внецентренно приложенных осевых сил. Затем находятся равнодействующие силы и их направления на каждой из опор.
Ротационные компрессоры
Под ротационными компрессорами (РК) понимают машины объемного принципа действия с одним или несколькими вращающимися роторами. Конструктивных типов РК существует множество, однако в холодильной технике нашли применение немногие： пластинчатые РК и с катящимся ротором. Представляют интерес биротативные компрессоры, а также компрессоры с частичным внутренним сжатием. Достоинствами указанных РК являются:”
несложность конструкции и низкая стоимость изготовления;: надежность в эксплуатации и простота в обслуживании;
отсутствие клапанов на всасывании и, как правило, на нагнета^ нии, что помимо других качеств обусловливает малые гидравлические потери на этих трактах;
стабильность характеристик в течение эксплуатации машины.
К недостаткам пластинчатых РК следует отнести большой износ неметаллических пластин и значительные потери мощности на трение пластин в пазах и при скольжении по цилиндру. Кроме того, существуют значительные трудности по обеспечению высоких требований к качеству пластин. Энергетическая эффективность пластинчатых РК ниже, чем у поршневых компрессоров, как вследствие указанных п, ичин, так и из-за значительных перетечек пара.
Применяют РК главным образом при малых перепадах давлений А" = "н — "в (0,34-0,4) МПа
в качества ступеней низкого давления в двух- и трехступенчатых холодильных машинах.
Пластинчатые РК нашли применение в машинах холодопроизводительностью до 1000 кВт при работе на аммиаке и хладонах. Однако в связи с появлением винтовых компрессоров применение пластинчатых компрессоров в нашей стране ограничено холодопроизводительностью до 100 кВт.
В установках кондиционирования воздуха пластинчатые компрессоры обеспечивают холодопроизводительность примерно 10—35 кВт на хладонах R12 и R22 в одноступенчатом сжатии и с перепадом давления до 1,0 МПа.. .■
Холодильные пластинчатые компрессоры работают при подаче небольшого количества смазки (капельная смазка) для уменьшения работы трения пластин. Однако в последние годы появились РК с п°・ дачей масла в ячейки сжатия в значительных количествах — не только для смазки, но и для уплотнения щелей и охлаждения рабо- qero вещества. Это маслозаполненные РК. Пластинчатые РК, как и винтовые, допускают осуществление Холодильного цикла системы «экономайзер» с двухступенчатым дросселированием жидкого холодильного агента.
Компрессоры с катящимся ротором имеют лучшие энергетические показатели, чем пластинчатые, но значительно уступают им в массо-
Пластинчатые ротационные компрессоры. Основные конструктивные схемы пластинчатых РК показаны на рис. 5.71. В однокамерных РК за один оборот ротора в каждой ячейке совершается один рабочий цикл. В двухкамерных РК (рис. 5,71, б) за один оборот в ячейке совершается два рабочих цикла. Преимущественное распространение получили однокамерные РК.
、На рис. 5.72 показано поперечное сечение пластинчатого РК. В цилиндре корпуса эксцентрично помещен ротор, в пазы которого вставлены радиально (или наклонены к нему) пластины. Пластины в пазах могут свободно перемещаться благодаря наличию небольших зазоров. С торцов пластины и утолщенная часть ротора (видимая на рис. 5.75) ограничиваются крышками компрессора. При вращении ротора пластины скользят по поверхности цилиндра и одновременно перемещаются в пазах ротора: при выдвижении под действием центробежной силы, при обратном движении 一 силой давления поверхности цилиндра корпуса на пластины.
Всасывание пара в ячейку начинается в момент увеличения ее объема и соединения с камерой всасывания, когда впереди идущая пластина данной ячейки пройдет кромку а окна всасывания (см. рнс. 5.72). Когда ячейка достигнет максимального объема, процесс всасывания закончится и сразу же начнется процесс сжатия. Заканчивается процесс сжатия в момент соединения ячейки с окном нагнетания когда впереди идущая пластина пройдет кромку б окна, после
чего начнется процесс нагнетания. Нагнетание заканчивается в момент перехода задней пластиной кромки 6. Для более полного вытеснения газа из ячейки осуществляется его перепуск. Положение выпускной (верхней) кромки 6 окна нагнетания определяет геометрическую степень сжатия ег, которая равна отношению максимального объема ячейки Wo в начале сжатия к ее объему /сяс в конце процесса сжатия
%/吃仆(5.132)
Геометрическая степень сжатия в РК как и в винтовом, предопределена конструкцией компрессора при его изготовлении и поэтому
для данного компрессора является постоянной величиной. Понятие «геометрическая степень сжатия》 неприменимо при наличии самодействующих клапанов на нагнетании.
Как и в винтовом, в пластинчатом компрессоре возможно три типа режимов работы： при Рн = Ра； Рн > Ра ^ Рн < Ра, где "а — давление внутреннего сжатия пара в ячейке^ когда ее объем станет равным Wcmt Последний тип режима (рн < р&), как наименее экономичный, в пластинчатых РК стремятся не допускать, тем более, что при этом пластины неоправданно перегружаются силами давления пара, вызывающими их изгиб.
Теоретические диаграммы возможных циклов работы пластинчатого РК такие же, как и у винтового (см. рис. 5.50).
. Производительность пластинчатого РК, потребляемая мощность и КПД, Теоретическая объемная производительность пластинчатого' 208
однокамерного РК зависит только от геометрических размеров и частоты вращения ротора:
吟=呼加=CelR^(5.133)
где N — число ячеек (пластин); и — частота вращения ротора; е — эксцентриситет; / —— длина ротора и пластины; 7?口 —— радиус цилиндра (отверстия) корпуса; С — коэффициент, учитывающий влияние числа пластин, определяется по формуле
C = z/+2sinB/2+ 矗sin” 病В),
где Р — центральный угол ячейки.
Для применяемых на практике значений относительного эксцентриситета e/R^ ^ 0,10-4-0,15 коэффициент С зависит в основном от числа пластин:
г2345681012>12
С 9,90 11,3 11,8 12,10 12,20 12,3 12,4 12,5 4冗=12 52
В формуле (5.133) толщина пластин не учитывается, так как считается, что пластины, уменьшая объем ячейки над поверхностью ротора, освобождают одновременно точно такой же объем в пазах. Этот объем заполняется паром, перетекающим через зазоры. На участке сжатия и нагнетания пар из-под пластин выталкивается в торцевые зазоры. Если же пар, попадающий в пазы пластин, относить к потерям, то тогда следует учесть уменьшение полезного объема ячеек из-за конечной толщины б пластин. В этом случае при г 12
VT а 2е1п (2л/^ц — 6г). (5.134)
Наклон пластин по отношению к радиусу на Ут не влияет.
изводительностьизводительность% = 2Wozn.% = 2Wozn.(5.135)(5.135)Для двухкамерных РК (рис. 5.71, 6), в которых за один оборот рабочий цнк〃 осуществляется дважды, теоретическая объемная про
изводительность
изводительность
% = 2Wozn.
% = 2Wozn.
(5.135)
(5.135)
(5.136)(5.136)Действительная производительность РК меньше теоретической на величину потерь, которая учитывается коэффициентом подачи
(5.136)
(5.136)
九=Уд//,
где Уд —— действительная объемная производительность при давлении и температуре во всасывающем патрубке. Таким образом, действительная объемная производительность РК
/д = А/ = KCelR^.(5.137)
Коэффициент подачи холодильного РК учитывает следующие основные потери:
перетечки пара из полостей сжатия и нагнетания во всасывающие полости через торцевые и радиальные зазоры, а также через зазоры между пластинами и ротором в пазах;
перенос пара, оставшегося в ячейках после их разобщения с нагнетательным окном (пар, оставшийся в защемленном объеме);
подогрев пара от стенок ротора, пластин и цилиндра в процессе всасывания, а также от смешения с паром, натекающим со стороны ячеек с повышенным давлением.
Давление пара в ячейке в конце всасывания меньше давления во всасывающем патрубке на величину дроссельных (гидравлических) потерь. Скорость пара в окне всасывания к концу этого процесса мала, поэтому дроссельные потери в пластинчатых РК малы, они снижают коэффициент подачи примерно на 0,2—0,3 %.
коэффициента подачи 九 пластинчатого компрессора от степени повышения давления лнкоэффициента подачи 九 пластинчатого компрессора от степени повышения давления лнОбъемные потери в РК зависят от многих факторов: от режима работы; рабочего вещества; перепада давления и отношения давлений Рн//7в； соотношения геометрических размеров (относительного эксцентриситета e/R^; 〃RJ величины зазоров; числа пластин; частоты вращения; способа охлаждения корпуса и количества подаваемого масла.
коэффициента подачи 九 пластинчатого компрессора от степени повышения давления лн
коэффициента подачи 九 пластинчатого компрессора от степени повышения давления лн
Количественная оценка влияния каждого фактора на основании экспериментальных данных затруднена. Имеются теоретические методы расчета коэффициента подачи для газовых РК [32 ]. Для холодильных РК при определении коэффициента подачи используют экспериментальные данные (рис. 5.73), где верхняя кривая относится к РК больщрй производительности и к средним машинам при малых перепадах давления.
остречаются также эмпирические формулы для определения коэффициента подачи пластинчатого РК, например 九〜1 —— 仪冗曰，где "н = "н/ра —— внешняя степень повышения давления; а = 0,05 —— для крупных машин, а = 0,1 ■— для небольших.
Внутренняя степень повышения давления ла = р*Р§, как упоминалось, может не совпадать с лн> что характерно для работы холодильных компрессоров. Несовпадение внешнего и внутреннего отно- шення давления вызывает, как и в винтовых компрессорах, дополнительные потери энергии, т. е. повышение затрачиваемой мощности привода. Поэтому геометрическую степень сжатия холодильных РК выбирают с таким расчетом, чтобы ра < рн во всем интервале работы компрессора, т. е, необходимо, чтобы 居;с* < дн, откуда
(5.138) где лсж —— средний условный показатель политропы сжатия. Экспериментально получены значения псж ^ 1,1 + 1/ для РК с циркуляционным смазыванием компрессора; при капельной подаче масла в рабочее пространство (к пластинам) в небольшом количестве, 〃сж R 1,4 4-1,6,
Геометрическая степень сжатия связана с углом сжатия (см. рис. 5.72) зависимостью
——，(5.139)
г ]十 cos феж\/
от куда.-
屮сж =arccos (2/ег — 1).(5.140)
Работа пластинчатого РК, затраченная на единицу массы рабочего вещества, определяется по тем же зависимостям, что и для винтовых компрессоров. В пластинчатых РК значительную часть энергии привода расходуют на преодоление механического трения. Основными факторами, определяющими потери энергии на механическое трение, являются: частота вращения ротора; радиус цилиндра Ru; число пластин г и их масса, коэффициент трения пластин по цилиндру и в пазах.
Рис. 5.74. Зависимость эффективного КПД % . пластинчатого компрессора от степени повышения давления лнРис. 5.74. Зависимость эффективного КПД % . пластинчатого компрессора от степени повышения давления лнВ зависимости от режима работы РК мощность трения при постоянной частоте вращения меняется незначительно, поэтому часто в расчетах принимается постоянной. Но эта мощность относительно велика, она составляет, по данным исследований [32 ], 20——30 % от подводимой мощности. Разработана методика теоретического определения мощности трения, однако сложность ее практического применения состоит в трудности выбора коэффициента трения в условиях работы машины 139].
Рис. 5.74. Зависимость эффективного КПД % . пластинчатого компрессора от степени повышения давления лн
Рис. 5.74. Зависимость эффективного КПД % . пластинчатого компрессора от степени повышения давления лн
Основная часть механических потерь (около 80——90 %) приходится на трение пластин пр цилиндру в корпусе и в пазах ротора, остальные потери приходятся на трение в подшипниках и в уплотнении вала. При уменьшении числа пластин механические по
тери снижаются, но возрастают протечки-утечки и перетечки в рабочем пространстве компрессора, растут гидравлические потери на нагнетании. Это приводит к увеличению внутренней индикаторной мощности РК. Оптимальное число пластин, обеспечивающее минимум _ суммарных внутренних и механических потерь, составляет, как показывает опыт, 8—10 для РК без разгрузочных колец и 16—18 с разгрузочными кольцами. Решающим фактором при выборе z является 'перепад давлений Ар = 丛，一ръ и, следовательно, прочность пла- ктнн.
Влияние внутренних и механических потерь на энергетическую эффективность РК учитывает эффективный КПД Пе， приведенный на рис. 5.74 в зависимости от отношения давлений лн. Верхняя кривая относится при прочих равных условиях к крупным машинам и к машинам с малым перепадом давлений.
Эффективная мощность (кВт), потребляемая холодильным РК, может быть определена по формуле
m = 6L爪，(5.141)
где Ga — массовый расход рабочего вещества (холодильного агента), кг/с; /ад — адиабатная работа, затраченная на сжатие и выталкивание 1 кг массы агента, кДж/кг. Адиабатная работа РК может быть определена по формуле
- 厶广占"в%(п/т/к-1) + п『％в(%_р)(5.142)
где ^в ——удельный объем пара в камере всасывания; k ——показатель адиабаты.
Массовый расход рабочего вещества определяется по заданной холодопроизводительности Qo и удельной массовой холодопроизводительности холодильного агента qQ Ga = Qo/^o.
Выбор основных конструктивных соотношений пластинчатых РК・ Для определения размеров РК необходимо прежде всего опреде^ лить теоретическую объемную производительность компрессора. Как и для всех типов холодильных компрессоров, она определяется следующим образом. Действительная объемная производительность
， ％ = Ga/处，
где qv — удельная объемная холодопроизводительность холодильного агента, определяемая при расчете холодильного цикла. Далее по формуле (5.136) находим Ут, предварительно выбрав по опытным данным (см. рис. 5.73) значение коэффициента подачи. Конструктивные размеры и их соотношения при прочих равных условиях оказывают решающее влияние на энергетическую эффективность и массо- габаритные показатели РК. Практикой выработаны следующие рекомендации:
значение относительного эксцентриситета ё =^ e/Ry = 0,1 Ч-0Д5, где меньшие значения ■— для больших Ар в ячейках. Такое значение Е обеспечивает, с одной стороны, отсутствие перекоса и заклинивание в пазу ротора при максимальном вылете, для чего также необходимо, чтобы 力/е = 3,5 -?4 [h ——ширина (высота) пластины], а с другой,—— возможность размещения пластины в роторе при ее минимальном вылете, для чего рекомендуется принимать К/г = 0,5—0,65 (г —— радиус ротора, рис. 5.72);
значение относительной длины / — 〃Rn・ Оно влияет на соотношение величины радиальных и торцевых зазоров. Рекомендуется выбирать 2 = 3,4+8, где меньшие значения ——для конструкций с эффективными торцевыми уплотнениями. При этом будет выдержан минимальный защемленный объем, но увеличится R1v что, как указывалось, существенно влияет на мощность трения и увеличивает, окружную скорость на периферии пластины (скорость скольжения по цилиндру).
Кроме того, условия унификации деталей типоразмерного ряда РК требуют соблюдения в пределах одной базы одинакового радиуса цилиндра Кц и эксцентриситета е, отличающихся только длиной / (ротора, пластин и цилиндра).
При проектировании пластинчатого РК необходимо выдержать важный параметр —— среднюю окружную скорость скольжения пластины по цилиндру (〃ср), которая влияет на потерю энергии на трение и износ пластин в прямой зависимости и на габаритные размеры цилиндра — в обратной
〃ср =。,5 (Wmax + Wmin) ~ 0,5 {2ли 1便口 +。) + 欠口】} ~ ^^ц^ (2 + &)•
(5.143).
При выборе допустимой скорости {и 1ср исходят из допустимого износа пластин. Неметаллические пластины из асботекстолита и особенно стеклотекстолита (марок СТ-1, СТЭФ-1 и др.) при наличии смазывания допускают среднюю окружную скорость [и ]ср ^ 10—• +16 м/с. Графитовые пластины при работе без смазывания допускают среднюю скорость до 13 м/с. Толщина неметаллических пластин 3—12 мм. Металлические пластины применяют в компрессорах малой производительности, так как они требуют применения вращающихся разгрузочных колец, на которые опираются пластины, а это усложняет конструкцию РК. Без разгрузочных колец при металлических пластинах [и ]ср < 8 м/с. Толщина металлических (стальных) пластин 1,5—3 мм.
Учитывая изложенное, формулу (5.137) можно переписать так (для однокамерных РК)： % —入％ = ^CelnR^. Заменив и — =Ь 1Ср/[(2 + ё) л^ц1, получим
% =広%Г^МсрЕ，(5」44)
откуда
' Ru=U黑評^凡二声-為Т，(5・145)
где Уд в м3/с. Радиус цилиндра R® принимается ближайший из действующего ряда с последующей корректировкой окружной скорости или других величин- При числе пластин z ^ 12
& = Зд/(4旋碗屮з.(5.146)
Необходимо также определить положение кромок всасывающего и нагнетательного окон (см. рис. 5.72). Рекомендуются следующие значения для однокамерных РК：々i = (0,6+0,8)卩；а.2 = 0,5 卩 а3 = (0,5+2) р, где р — угол между серединами двух смежных пла- сти^.
、На рис. 5.75 показан разрез поджимающего компрессора холодопроизводительностью около 200 кВт при t0 = —30 ℃ и /пр = —5 ℃. Ротор расположен эксцентрично в верхней части цилиндра, относительный эксцентриситет ё = e/R、* = 0,135. Радиальными опорами служат роликовые подшипники. От смещения ротора в осевом направлении он фиксируется упорным шариковым подшипником. От вала ротора осуществляется привод к масляному насосу. Со стороны сальника к торцу ротора крепится уплотняющий диск, предназначенный для уменьшения протекания пара через торцевые зазоры. С этой же целью в полость сжатия подается через торцевые зазоры масло, которое также снижает температуру рабочего вещества. Охлаждение цилиндра компрессора осуществляется с помощью водяной рубашки.
Регулирование производительности компрессора производится способом «пуск—остановка». При регулировании производительности пластинчатых РК применяется также способ изменением положения кромки всасывающего окна в конце процесса всасывания, что
213
/^ I * I§— g мннпн— 鼻冒；у SHHUiou l§i ^ ..1§。&— I ?3d。； 。总due。自ehHHglru OJOHHOHlmod eodeed 唱qHqiodu .gz.g yd
уменьшает начальный объем ячейки, а также применяемый в других типах компрессоров способ перепуска пара с нагнетания на всасывание.
Компрессоры с катящимся ротором. Устройство, принцип действия, области применения. Ротационный компрессор с катящимся ротором (РККР) состоит из неподвижного корпуса (цилиндра) / (рис. 5.76), эксцентрикового вала 2, насаженного на него ротора 3 и разделительной пластины или лопасти 5.
При вращении эксцентрикового вала 2 вокруг оси О ротор 3 катится по внутренней поверхности цилиндра /• Между цилиндром
Рис. 5.76. Схематические разрезы компрессора с катящимся роторомРис. 5.76. Схематические разрезы компрессора с катящимся ротором
Рис. 5.76. Схематические разрезы компрессора с катящимся ротором
Рис. 5.76. Схематические разрезы компрессора с катящимся ротором
и ротором образуется серповидная полость, изменяющаяся в зависимости-от угла поворота ротора. Серповидная полость делится на две йзолированные части (см. рис. 5.77) пластиной 5, плотно прижимаемой к ротору пружинами 6 и давлением пара. Одна из частей через окно 7 сообщается со всасывающей камерой, другая через нагнетательный клапан 4 ——с нагнетательной. В связи с необходимостью обеспечить работу холодильных РККР на режимах с большим перепадом давления 厶夕=卩旺 ——pf} современные малые компрессоры, кроме нагнетательного, часто имеют и всасывающий клапан. Процессы всасывания и сжатия, а затем и нагнетания в РККР происходят одновременно в двух частях серповидной полости, разделенной ротором и пластиной. За один оборот эксцентрикового вала происходит всасывание, сжатие и нагнетание пара.
Одним из первых крупных компрессоров с катящимся ротором в начале 30-х годов XX в. был именно холодильный компрессор, работавший на аммиаке в качестве бустер-компрессора и в установках кондиционирования воздуха. В Советском Союзе компрессоры с катящимся ротором в герметичном исполнении выпускаются рядом за-
водов для бытовых холодильников и холодильных шкафов холодопроизводительностью примерно до 700 Вт и бытовых кондиционеров около 2100 Вт.
Достоинствами РККР, по сравнению с пластинчатыми РК, являются: меньшая работа механического трения и меньший износ лопасти; меньшая относительная величина протечек ,пара; возмож^ ность осуществить в одной ступени более высокую степень повыше ния давления. Я
По сравнению с поршневыми компрессорами РККР имеют лу圖 шие массогабаритные показатели, меньший износ деталей, лучшую* уравновешенность и более низкий уровень звука. Однако РККР при
Рис. 5.77. К выводу формулы для опре- дел ения производител ь н остн компрессор а с катящимся роторомРис. 5.77. К выводу формулы для опре- дел ения производител ь н остн компрессор а с катящимся роторомодинаковых габаритных размерах с многопластинчатыми РК имеют примерно в два раза меньшую производительность. Производительность, потребляемая мощность 〃 КПД- Максимальная площадь серповидной полости РККР наступает в тот момент, когда лопасть 5 (рис 5.76) полностью задвинута в паз корпуса компрессора, а ось эксцентрика — точка О】и ось его вращения — точка О находятся на одной линии с осью лопасти. В этом положении площадь серповидной полости максимальна и составляет
Рис. 5.77. К выводу формулы для опре- дел ения производител ь н остн компрессор а с катящимся ротором
Рис. 5.77. К выводу формулы для опре- дел ения производител ь н остн компрессор а с катящимся ротором
.爲ах = ^(弋一缁)，(5.147) а ее объем
(5； 148) где / ——длина цилиндрической части ротора; /?ц ——радиус цилиндра; Rp — радиус ротора.
Объем этой полости заполнен паром давления всасывания рв. При повороте эксцентрикового вала по часовой стрелке (рис. 5.77) на угол <р образуется полость с текущим сечением /в, куда поступает свежий пар через окно всасывания, и полость, в которой при закрытом клапане нагнетания происходит сжатие пара. Площадь сечения последней полости
/сж = Zmax —厶一/л，(5.149)
где /л ——переменная площадь выступающей лопасти.
При расчете сечения нагнетательного клапана и степени повышения давления пара в компрессоре необходимо ум纪ть определить текущий объем полости сжатия. С этой целью рассмотрим зависимость ■ 216
площади /с；к от угла поворота эксцентрикового вала ф, от которого зависят также площади /й и
На рис. 5.77 показано произвольное положение ротора. Отсчет угла поворота <р начинается от продольной оси лопасти. В этом положении [47 ]
/сж = /щах — пл. -АВСЕМА — пл. ABLN. (5.150)
Пл. АВСЕМ = пл. ОВСЕО ——пл. ОАЕМО = пл. ОВСЕО — —Ш1. OiAMEOx — пл, △ ОАО^
Пл. ОВСЕО = лЛц(р/2л == 0,5(р/?ц.
Аналогично пл. ОхАМЕО^ = 0>5р/?р, где 卩=屮一Др. Из △ OAOt имеем: А§ = arscin I(«/Rp) sin <р]. Итак, угол р = <р — —arcsin【(e/Rp) sin <р].'
Площадь △ ОАО! = 0,5eR* sin p. Площадь половины выступающей лопасти ABLN = 0,5be (1 —— cos 屮). Подставляя полученные результаты в (5.150), найдем -
/с?居=л (R； — R力一0,5 [<р/?ц — pR^ — cRp sin p — be * — cos <p)].
,(5.151)
Так как R^ = Rp + e == Rp (1 + %), где % = e/Rp — относительный эксцентриситет, а толщина лопасти b = kBet где kB = =Ые. то
/сж =片 5% (2 + 屮卩 一 0,5 [(1 + 屮р)? ф-фр sinp-^вфр X
Х(1 — cos ф)]).(5.152)
Множитель справа, заключенный в фигурные скобки, является безразмерной величиной К(₽, зависящей в основном от относительного эксцентриситета и угла поворота эксцентрикового вала компрессора. Тогда
/^ =凡r3 (5.153)
、 Для ряда значений относительного эксцентриситета величину К$ можно протабулировать в зависимости от 屮.Объем полости сжатия
/^ =九3 =编次^.，- (5.154)
Степень повышения давления пара в РККР лн = рн/рв. Предполагая процесс сжатия происходящим по условной политропе, можно написать
冗н =(Мтах/Кся<)"сгк,
где Лсж — условный показатель политропы сжатия.
Действительная объемная производительность (м3/с) РККР по условиям всасывания может быть представлена как произведение коэффициента подачи компрессора 九，теоретического объема полости 呼丁, согласно (5.148), и частоты вращения ротора п:
「' уд Ш^п = Хл^р (2 + ipp) IRln.(5.156)
217
Rp = MRp = M(5.157)(5.157)入冗勿屮d(2｝屮｝入冗勿屮d(2｝屮｝Действительная объемная производительность компрессора, необходимая для рассчитываемой холодильной машины, определяется, как и для всех типов компрессорных машин» по заданной холодопроизводительности холодильной машины и удельной объемной холодопроизводительности выбранного холодильного агента. Зная Ую из формулы (5.156) можно определить размеры ротора
Rp = M
Rp = M
(5.157)
(5.157)
入冗勿屮d(2｝屮｝
入冗勿屮d(2｝屮｝
для чего необходимо предварительно задаться рядом величин (см. ниже).
_ Уд苏诵JUipp (2十屮@_ Уд苏诵JUipp (2十屮@Длину ротора принято выражать в долях от его диаметра / = fepDp, откуда % = Z/Dp = 〃2Rp. Заменив I = 2fep/?p в (5.157), получим
_ Уд
苏诵JUipp (2十屮@
_ Уд
苏诵JUipp (2十屮@
Рис. 5.78. Обобщенные значения электрического КПД % герметичного РККР в зависимости от степени повышения давления лнРис. 5.78. Обобщенные значения электрического КПД % герметичного РККР в зависимости от степени повышения давления лн(^.158)
Рис. 5.78. Обобщенные значения электрического КПД % герметичного РККР в зависимости от степени повышения давления лн
Рис. 5.78. Обобщенные значения электрического КПД % герметичного РККР в зависимости от степени повышения давления лн
Выбор конструктивных размеров РККР. Основными конструктивными размерами РККР являются: радиус ротора &, длина ротора (цилиндра) / и эксцентриситет е. Практика выработала оптимальные соотношения между этими величинами для холодильных компрессоров. Так, fep = 〃(2Rp) = 0,25+1,0 (иногда до 1,2), t|)p = e/Rp= ОД 1 -ЬО, 16.
Для компрессоров jo pro во го холодильного оборудования рекомендуется
фр ~ 0,14 +0,16. Толщина лопасти b 弋 2е, но встречается м 6 = (0,6 -4-1,2) е. Ширина лопасти Н = (5+16) е.
Коэффициент подачи РККР определяется по тем же зависимо
стям что и для поршневых компрессоров, при этом руководствуются проверенными практикой рекомендациями [45 ] для герметичных компрессоров: величину относительного мертвого пространства принимают равной 0,02——0,03; показатель политропы обратного расширения лр = 1,09 4-1,12; коэффициент дросселирования Хдр = 1,0; коэффициент плотности, характеризующий потерю производительности вследствие протечек пара, %пл = 0,82 +0,92 при частоте вращения 50 с"1 и Хпл = 0,75 4-0,88 при 25 с-1.
Коэффициент подогрева пара Хш является функцией степени повышения давления, от которой зависит температура сжимаемого пара (при прочих равных условиях) и нагрев деталей компрессора. Для kw имеются эмпирические зависимости. Для РККР при лт1 = =2+8 можно рекомендовать 九 1G 勺 0,95+0,82 соответственно,
В связи с тем что КПД электродвигателей, применяемых для привода малых холодильных герметичных компрессоров, в значительной мере зависит от номинальной мощности, для таких компрессоров принято приводить не эффективный КПД, а электрический 1]э = адэл.дв
На рис. 5.78 приведены обобщенные значения электрического КПД герметичных РККР в зависимости от степени" повышения дав-
so&s_- ss—ss。&1&1« «Зиёяй2о^ 喟旨邕E .6z.g 6Hdso&s_- ss—ss。&1&1« «Зиёяй2о^ 喟旨邕E .6z.g 6Hd;7;7
so&s_- ss—ss。&1&1« «Зиёяй2о^ 喟旨邕E .6z.g 6Hd
so&s_- ss—ss。&1&1« «Зиёяй2о^ 喟旨邕E .6z.g 6Hd
;7
;7
ления при различных значениях номинальной холодопроизводительности. Значительное снижение 1]э герметичных компрессоров малой мощности объясняется прежде всего большими электрическими потерями в двигателе.
На рис. 5.79 показана конструкция одного из отечественных герметичных компрессоров с катящимся ротором, выпускаемых рядом заводов. ,
Компрессор с электродвигателем помещен в стальной кожух, состоящий из верхнего / и нижнего 14 полукожухов. Статор двигателя запрессован в опору статора 13, к которой снизу прикреплен компрессор. Пружина 8 опирается в дно нижнего полукожуха /4, прижимает компрессор к опоре статора (и верхнему полукожуху) с силой, в 3——4 раза превышающей массу компрессора. На верхнем полукожухе имеется всасывающий вентиль 3 и нагнетательный патрубок 4.
Компрессор состоит из верхней крышки /2, цилиндра 5, ротора 6, лопасти 9, пружины лопасти J0, эксцентрикового вала 2 и нижней крышки И.
Система смазывания РККР принудительная. Масло из нижнего полукожуха через сетчатый фильтр 7 центробежным насосом подводится через каналы к узлам трения и в небольшом количестве в ци-_ линдр для герметизации рабочей полости. По этой причине масла в нагнетаемом холодильном агенте герметичных РК содержится больше, чем в поршневых компрессорах.
В картере компрессора поддерживается давление всасывания. Всасываемый пар омывает статор электродвигателя, охлаждая обмотку.
Разделительная лопасть 9 прижимается к ротору пружиной 10 и давлением пара в полости размещения пружины, для чего ее полость соединена отверстием с камерой сжатия компрессора.
Г лава 6
ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫДИНАМИЧЕСКОГО ПРИНЦИПА ДЕЙСТВИЯ
В компрессорах динамического действия процессы сжатия проходят непрерывно в потоке движущегося вещества. Рабочими органами таких компрессоров являются колеса с расположенными на них рабочими лопатками. От вращающихся лопаток механическая энергия непрерывно передается движущемуся веществу. При этом в рабочем колесе обычно увеличивается кинетическая и потенциальная энергия вещества, т. е. его скорость и давление возрастают. В расположенных за колесом неподвижных лопаточных аппаратах уже без йодвода энергии извне происходит преобразование кинетической энергии в потенциальную. Процессы сжатия в компрессорах динамического действия происходят при больших скоростях и главным об- 一 разом за счет использования сил инерции. К этому классу относятся центробежные, осевые и вихревые компрессоры.
Компрессоры динамического действия имеют следующие .преимущества ,перед объемными поршневыми.
Значительно меньшие габаритные размеры и массу по сравнению с объемными компрессорами той же производительности. Это обусловлено непрерывностью потока вещества и высокими скоростями движения.
Надежность в работе вследствие малого износа при сжатии ■ незагрязненных веществ. Единственными узлами, где имеется меха： ническое трение, являются подшипники.
Практически полная уравновешенность вращающегося ротора, что позволяет устанавливать компрессоры на легких фундаментах.
Равномерность подачи сжатого вещества.一
Отсутствие загрязнения вещества смазочным маслом. В холодильных машинах это позволяет повысить эффективность теплообмена в аппаратах и уменьшить их массу и размеры или снизить необратимые потери при теплообмене.
Возможность получения значительно большей производительности.
Возможность непосредственного соединения с высокооборотным приводным двигателем ——паровой или газовой турбиной, высокочастотным электродвигателем. Это позволяет повысить КПД агрегата за счет уменьшения механических потерь и сделать его более компактным.
Основными недостатками компрессоров динамического действия являются следующие.
Трудность выполнения их для получения малой производительности, так как это сопряжено с необходимостью иметь очень высокую частоту вращения ротора. К тому же при малых абсолютных размерах рабочих колес относительные зазоры между лопаточными аппаратами и корпусом, а также в лабиринтных уплотнениях становятся значительными —— а это приводит к снижению КПД. Кроме того, когда числа Рейнольдса в потоках сжимаемого вещества становятся меньше определенного значения, это сопровождается дополнительными потерями из-за усиления влияния вязкости и также вызывает снижение КПД компрессора.
Сравнительно узкий диапазон устойчивой работы при изменении производительности. Если не применять специальных методов регулирования, то уменьшение расхода вещества до 60——80 % от расчетного объема сопровождается потерей устойчивости течения, проявляющейся в возникновении пульсаций давления и периодическом движении потока вещества в обратном направлении — от нагнетания к всасыванию. Это явление называют помпажом компрессора. Работа в режиме помпажа вызывает большие динамические нагрузки на ротор и может привести к выходу компрессора из строя.
Трудность получения высоких отношений давления ——свыше ■• 30——40. Для холодильной техники этот недостаток компрессоров динамического действия несущественен, так как в циклах холодильных машин такие высокие отношения давлений обычно не требуются.
Существенная зависимость характеристик компрессоров динамического действия от термодинамических свойств рабочего вещества, что не позволяет, как правило, эксплуатировать компрессоры этого типа на других рабочих веществах без изменения конструкции или режима работы.
В нашей стране налажено серийное производство хладоновых,- аммиачных и пропановых центробежных компрессоров для паровых, а осевых компрессоров ——для газовых холодильных машин. Их конструкции разрабатываются во ВНИИхолодмаше.
В основе теории машин динамического действия лежат одни и те же уравнения термогазодинамики, поэтому рассмотрим их в первую очередь с тем, чтобы в дальнейшем применить к каждому кон・ .кретному типу компрессора.
Основные уравнения
Уравнения одномерного движения рабочего вещества. В основе инженерных расчетов компрессоров динамического действия лежит струйная теория, в которой поток вещества, проходящего через компрессор, условно считается состоящим из бесконечно большого числа элементарных струек или трубок тока. Так как элементарная струйка имеет бесконечно малое поперечное сечение, то все параметры потока в нем считаются одинаковыми, а сам поток называется одномерным.丿
Будем рассматривать только установившиеся течения, которые могут быть стационарными или нестационарными. В установившемся нестационарном одномерном потоке все термогазодинамкче- ские параметры, такие, как давление, температура, плотность, скорость, энтальпия зависят только от одной в общем случае криволинейной координаты и времени, причем во времени они изменяются ци кл и чески с одним и тем же периодом. При ^^становившемся стационарном движении параметры потока зависят только от одной координаты и не зависят от времени.
Рассмотрим поток в межлопаточном канале рабочего колеса центробежного или осевого компрессора. Допустим, что он состоит из совершенно одинаковых струек. Это значит, что все его параметры изменяются только по длине струек, а по ширине канала они одинаковы. Следовательно, силы давления по обе стороны лопатки также одинаковы, а их равнодействующая равна нулю. Это приводит нас к парадоксальному выводу о равенстве нулю мощности, затрачиваемой на вращение колеса. В действительности параметры потока по ширине канала распределены неравномерно, давление на передней, набегающей стороне лопатки всегда выше, чем на задней, и к рабочему колесу подводится вполне определенная мощность. Значит, С помощью струйной одномерной теории нельзя получить представление о внутренней структуре потока в каналах элементов проточной части, Дл力 этого обычно используют более сложные уравнения двухил и трехмерного потока.
Область применения одномерной теории ограничена определением параметров осредненного потока, которые обычно находят в точках, расположенных на криволинейной оси канала. Такой подход называют гидравлическим или квазиодномерным приближением. Он широко применяется в расчетной практике, а также при проведении промышленных испытаний и большинства экспериментальных исследований.
Рассмотрим одномерное стационарное движение рабочего вещества с трением и подводом энергии извне в неподвижной системе координат. В криволинейном канале переменного сечения (рис. 6.1, а) выделим бесконечно малый элемент АБ, через который за время / протекает масса М рабочего вещества. В сечении Л площадь, давление и скорость потока равны соответственно 尸，р, с. В расположенном на расстоянии ds сечении Б эти параметры &тличаются на бесконечно малые приращения и равны соответственно F + dF, р + dp, с + de. Давление на боковой поверхности элемента ввиду малости ds определяется как среднее арифметическое давление в сечениях А и 5; оно равно р + dp!2. На рабочее вещество, протекающее через элемент АБ кроме сил давления действуют сила сопротивления dPy, всегда направленная против движения потока, и внешняя сила dP, вызванная подводом энергии к рабочему веществу извне. Направление внешней силы dP в компрессорных машинах совпадает с направлением движения потока. Силой тяжести допустимо пренебречь ввиду ее малости по сравнению с остальными силами. Так как в одномерном стационарном потоке все параметры зависят только от одной
координаты s, будем рассматривать все силы в проекции на ось & касательную к средней линии канала и направленную в сторону движения потока. 、
Применим к элементу АБ теорему об изменении количества двп- ження, согласно которой импульс главного вектора всех сил, действующих на поток, заключенный в элементе, равен изменению количества движения массы вещества, протекающего через элемент
£ dPd = М de.
Рис. 6.1. К выводу уравнения одномерного движения： а— в абсолютном движении; 6 — в относительном
Разделив о^е части равенства на / и заметив, что секундный массовый расход вещества через канал равен G = М/t, найдем
У dPi = G de
Суммируем все силы, действующие на поток в пределах элемента, 卩尸 + S + dp/2) dP+ dp —(р + dp) (F + dF) ~dPr = G de.
Проведя сокращения и перестановку членов, получим
dP == F dp + G de + dPr.
Массовый расход равен G = pcF, где р — плотность вещества внутри элемента. Подставив это выражение и разделив обе части равенства на pF, находим
dP dp .. dPr
p尸 P I ' pF,
Примем, что внешняя сила, действующая на поток, вследствие подвода энергии извне вызвана массовой силой °
dP = q dM = up尸 ds,
поэтому выражение в левой части представляет собой удельную работу, подведенную извне к веществу, заключенному в элементе АБ
dl = dP (р尸)=a ds.
Сила сопротивления dPr вызвана поверхностной силой 七，dPr = =xTL ds, где L — периметр сечения элемента. При движении газа в трубах и узких каналах тг записывают в форме, известной из гидравлики, т. е, полагают, что она пропорциональна кинетической энергии потока в данном сечении.
тг = 0,125%fpc2.
Тогда потерянная удельная работа, затраченная на преодоление силы сопротивления, запишется так:,
dlr = dPrl(^F)=九 q2 ds/(2DJ,
где Ds = 4F/L ——гидравлический диаметр сечения 尸，равный- учетверенному отношению площади сечения к его периметру. Заметив, что р = 1/и, получаем уравнение, известное как уравнение Бернулли
dl V dp + с de + dlr.(6.1)
Движение потока вещества без подвода энергии извне описывается уравнением
V dp + с de + dlr = Q.(6.2)
' Если отсутствуют и потери, то уравнение Бернулли принимает вид
V dp = —с de.(6.3)
Из этого уравнения следует, что с уменьшением скорости потока давление увеличивается, и наоборот.
В главном элементе проточной части компрессора динамического действия — рабочем колесе ——каналы, по которым движется рабочее вещество, вращаются с постоянной угловой скоростью относительно оси ротора. Одномерное стационарное относительное движение потока в подвижной системе координат, вращающейся вместе с колесом, описывается уравнением, которое можно получить, если к массе рабочего вещества, сосредоточенной в элементе 46, дополнительно приложить центробежную dP^ и кориолисову dPKOp силы инерции (рис. 6.1, б). Центробежная сила инерции направлена по радиусу. Нам необходимо знать ее проекцию на направление $. Кориолисова сила всегда направлена перпендикулярно к вектору относительной скорости w и значит ее проекция на направление s равна нулю. Угол между вектором относительной скорости w и направлением, противоположным вектору окружной скорости, называется
8 П/р И. А. Сакуна225
углом потока в относительном движении и (Означается 0・ Из треугольника АБВ видно, что
sin 0 = dr/ds.(6.4)
Применив теорему об изменении количества движения к рабочему веществу, заключенному в элементе АБ, получим:
р尸十 s + 如/2) dF + dP口 sin 0 — S + dp) (F + dF) — dPr =
=Gd叫 d% sin ^ = F dp + G dw + dPr(6.5)
Центробежная сила, приложенная к элементу, равна
d厶=dMra^ = р尸 dsr®2.
Заменим в уравнении (6.5) секундный массовый расход произведением pcF и учтем соотношение (6.4). Разделив обе части полученного таким образом уравнения на рА, найдем уравнение
V dp + w dw + dlr =①2广 dr,(6.6)
коюрое называется уравнением Бернулли в относительном движении.
Поток рабочего вещества через рабочее колесо компрессора динамического действия в относительном движении является стационарным, а в абсолютном движении — нестационарным, так как в действительности скорость и давление изменяются по ширине канала. Поэтому уравнение (6.1), полученное для стационарного потока, строго говоря, нельзя применить к реальному потоку в абсолютном движении. Однако в рамках струйной теории установившееся течение газа через колесо с бесконечно большим числом бесконечно тонких лопаток будет стационарным как в относительном, так и в абсо- • лютном движениях.
Тогда, интегрируя уравнение (6.1) от сечения 1 при входе до сечения 2 при выходе из рабочего колеса, получим
2
I = J и dp + 0,5 (с； — с?) + 1г 1—2>(6.7)
1
где I —— удельная работа, подводимая к рабочему веществу от лопа- 2
ток колеса; j v dp —— удельная эффективная работа, затраченная на повышение давления в колесе; 0,5 (с^ — с? —— разность кинетических энергий при выходе и входе в колесо; J, 一 ——потерянная удельная работа, затраченная на преодоление сил сопротивления в колесе.
Уравнение (6.6) после интегрирования дает
2
0,5«2 (г| - г?) = j V dp4-0,5(W2 - йУ?) -f- lr 1_2.(6.8)
1
；Так как окружная скорость на любом радиусе равна и — w9 то можно записать
2
J и dp = 0,5(U2 —抬)+ 0,5 ®；—読)—lr 1-2*(6.9)
Из этого уравнения видно, что удельная эффективная работа, затрачиваемая на повышение давления в колесе, складывается из работы в поле центробежных сил и изменения кинетической энергии потока в относительном движении за вычетом потерянной удельной работы.
Определим из уравнения (6.9) сумму J и dp + lrX^ и подставим 1
результат в уравнение (6.7). В итоге получим выражение
/ = 0,5 (и?—玄彳)+ 0,5(冠一病)+ 0,5 (^2 — с：)*(6.10)
из которого следует, что работа, подведенная к колесу компрессора, равна сумме работы в поле центробежных сил и изменения кинетических энергий потока в относительном и абсолютном движениях.
В дальнейшем термин «удельная» будем опускать, но следует Помнить, что все величины, имеющие размерность работы и обозначаемые строчными (малыми) буквами, относятся к 1 кг вещестна и значит являются удельными.
Уравнение энергии. Уравнение первого закона термодинамики dq =山一и dp(6.11)
справедливо как для идеальных, так и для реальных процессов, в которых движение вещества сопровождается потерями работы на трение, вихреобразование, отрыв и перемешивание потока. Эти потери переходят в теплоту, которая остается в потоке и идет на нагрев самого движущегося вещества. Поэтому количество теплоты, под-- водимой к газу в реальном процессе, надо понимать как сумму теплоты, подводимой от внешнего источника и теплового эквивалента потерянной работы
dq = dq^ap + d/尸(6.12)
где б?7нар ——количество теплоты, подводимой (dq^ap〉。) или отводимой (б?7нар < 0) от вещества через стенки канала или корпуса машины к внешнему источнику, например окружающей среде; dlr 工 dqr ——тепловой эквивалент потерянной работы, затраченной на преодоление потерь.
Определив из уравнения (6.11) с учетом соотношения (6.12) эффективную работу V dp и подставив ее затем в уравнение (6.1), получим•
dl di ~{~ с * — с^нар*(6.13)
Э.о уравнение энергии представлено в тепловой форме, в которое потерянная работа в явном виде не входит, однако, если приравнять правые 'части уравнений (6.1) и (6.13), то можно установить связь я*227
между энтальпией, эффективной и потерянной работами, а также теплотой, подводимой извне,
由=V dp + dlr + d7Hap.(6.14)
В практике расчетов неохлаждаемых компрессоров динамического действия величиной ④夕^卩 обычно пренебрегают, так как она не превышает 1—3 % от dl. Тогда уравнения (6.13) и (6.14) упрощаются;
dl ^= di + с de; ,di — V dp dlr (6,15); (6.16)
Интегрирование этих уравнений от входного до выходного сечений рабочего колеса дает;
2
/ =(为一А) + 0,5 (с| ~~ ci)j /2 — А = J у dp + 2r i—2. (6.17); (6.18)
Первое из этих соотношений показывает, что ра&та, подведенная к колесу, затрачивается на увеличение энтальпии и кинетической энергии вещества. Из второго следует, что увеличение энтальпии вещества в колесе складывается из эффективной работы, затраченной на повышение давления, и потерянной работы. Приравняв правые части уравнений (6.10) и (6.17), находим соотношение
& —厶=0,5 (〃； 一 〃；) + 0,5 ®；—喲，(6.19)
из которого следует, что увеличение энтальпии в колесе происходит за счет работы в поле центробежных сил и изменения кинетической энергии в относительном движении. Перестановка членов в уравнении (6.19) дает
G + 0,5 ®； — zzj)=办 + 0,5 (病一«2)*
В общем случае можно записать
/ + 0,5 (侬2 —卫2)= const.— (6.20)
Эта сумма является одинаковой для любого сечения рабочего колеса и называется постоянной Бернулли в относительном движении.( Если рассматривается неподвижный элемент проточной части, в ко， тором энергия к потоку не подводится, то уравнение (6.15) упрощается:
di + cdc = 0.(6・2I)：
Интегрируя его от входного до выходного сечения, например лопаточного диффузора центробежного компрессора (рис； 6.5), находим
4 —，з + 0,5 (с：—阅=0,(6.22)
где индексами 3 н 4 обозначены сечения соответственно при входе и выходе из лопаточного диффузора.'
228
Энтальпия торможения движущегося потока равна сумме статической энтальпии и кинетической энергии в рассматриваемом сечении
产=i + 0,5* (6.23)
Статическая энтальпия определяется термодинамическими параметрами, которые были бы измерены воображаемыми приборами, помещенными в поток и движущимися вместе с ним с той же скоростью. Используя зависимость (6.23), уравнения (6.17) и (6.22) можно представить в таком виде:
/ =，； 一，；； /з = i^ ==J* = const. (6.24); (6,25)
Из этих выражений следует, во-первых, что работа, подведенная к рабочему колесу, численно равна разности энтальпий торможения в его выходном и входном сечениях и, во-вторых, что если к потоку энергия и теплота извне не подводятся, то энтальпия торможения в нем есть величина постоянная.
Уравнение состояния. При расчете компрессоров воздушных холодильных машин, имеющих температуру на всасывании, близкую к температуре окружающей среды, и отношение давлений, не превышающее л = 5+6, допустимо использовать уравнение состояния идеального газа
р =RTp. (6.26)
Компрессоры 'паровых холодильных машин, процессы сжатия в которых проходят в непосредственной близости от правой пограничной кривой, нельзя рассчитывать с помощью уравнения (6.26), так как термические параметры слабо перегретых паров значительно отличаются от свойств идеального газа. Для этой цели применяют специальные уравнения состояния. В холодильной технике применяются уравнения Боголюбова——Майера, Клецкого, Битти——Бриджмена и ряд других.
Уравнения состояния реальных рабочих веществ настолько сложны, что применение их при расчетах вручную практически невозможно, поэтому эти уравнения либо используются в расчетах с помощью ЭЦВМ, либо на их основе составляются термодинамические таблицы и диаграммы. При расчетах процессов в компрессорах динамического действия часто приходится определять термодинамические параметры при небольших перепадах давлений или температур. Использование для этой цели диаграмм состояния, даже вьь полненных в большом масштабе, приводит к большим погрешностям, а интерполяция табличных данных весьма трудоемка. Поэтому применяют упрощенный метод расчета, основывающийся 'на обобщенном уравнении состояния реального газа в виде
р = RzTp, (6.27)
где z ——коэффициент сжимаемости реального газа, являющийся функцией любых двух независимых параметров состояния.
Произведение коэффициента сжимаемости и термодинамической температуры рассматривается как одна величина и называется условной температурой，
7\ =汀.(6.28)
После этого уравнение (6.27) принимает формально тот же вид, что и уравнение (6.26) для идеального газа
р = RT#.(6.29)
Использование в качестве термического параметра условной, а не термодинамической температуры практически означает аппроксимацию реального газа некоторым гипотетическим идеальным газом с индивидуальной шкалой условных температур, В термодинамике доказывается, что термодинамическая температура Т является интегрирующим делителем элементарного количества теплоты dq, которое зависит от характера термодинамического процесса и не является полным дифференциал ом. В результате определяется полный дифференциал энтропии ds =dg/T, являющийся функцией состояния. Это дает возможность записать уравнение первого за-- кона термодинамики в виде
Т ds = di — ©dp,(6.30)
широко используемом в расчетах.•
Величина♦
d (s/2) = dg/zT = dg/Ty(6.31)
будет полным дифференциалом только при условии, что Ту = zT будет интегрирующим делителем теплоты dq. Это возможно в том случае, если коэффициент сжимаемости будет зависеть только от энтропии z = г (s); иными словами вдоль каждой линии s = const будет выдерживаться и z = const [13, 15, 50 ]. Реальный газ, обладающий этим свойством, называют «идеальным паром» или «идеализированным газом». Важнейшей особенностью идеального пара является то, что его внутренняя энергия и энтальпия являются функциями только условной температуры, т. е. 〃 = 〃 (Ту) и i = =i (Ту)・ Именно благодаря этим свойствам все термодинамические процессы в идеальном паре можно рассчитывать по зависимостям для идеального газа, заменив термодинамическую температуру Т условной температурой 7\.
Обычно реальный газ аппроксимируется идеальным газом, подчиняющимся уравнению (6.29), только в той ограниченной области изменения параметров состояиия, где проходит рассчитываемый процесс. Особое значение имеет правильное определение условного показателя изоэнтропы йу. Если известны начальная и конечная точки процесса сжатия, то расчет ведется в такой последовательности.
С помощью диаграммы состояния или термодинамических таблиц определяются давление, удельный объем и энтальпия в начальной /?н, vH, /л и конечной рк, vK, & точках.-
Условные температуры в начальной и конечной точках определяются по формуле, полученной из уравнения (6.29),
Ту = px)R(6.32)
Показатель изоэнтропы определяется в два этапа. Сначала находится число изоэнтропы
е——加
8y - 一 班тy.К一 ту： h)一 z心一 а затем ее показатель
々у а，(％у — 1)・(6.34)
При расчете изоэнтропных процессов или, если в^ конечной точке известно только давление, показатель изоэнтропы можно определить так:
々У = In .9к//?н)/1п (%/Urs)，(6.35)
где Urs —— удельный объём в конце изоэнтропного сжатия, определенный по диаграмме или таблице в точке пересечения изобары рй и изоэнтропы SH.
1 После определения Ту. н， 丁口 我 и 々у параметры всех промежуточных точек процесса сжатия рассчитываются по зависимостям, полученным на основе уравнения состояния идеального газа, в которых вместо термодинамической записывается условная температура, а вместо показателя изоэнтропы —— условный показатель R『 Таким образом, диаграмма состояния или таблицы используются только один раз, что значительно ускоряет и упрощает расчеты. Применение метода условных температур ограничивается в основном адиабатными процессами, проходящими без теплообмена с внешними источниками, но в общем случае с необратимыми потерями вследствие трения и вихреобразования. Именно такие процессы характерны для компрессоров динамического действия.
Уравнение процесса. Понятие о КПД. Уравнения (6.1) и (6.15) могут быть применены не только для рабочего колеса или любого неподвижного элемента проточной части, но также для любой группы пос ледовательно расположенных элементов и всей машины в целом. Интегрируя эти уравнения от входного до выходного сечения компрессора, найдем
/= jv# + 0,5(^-^) + U_K；(6.36)
И
.2 =乙一汇+ 0,5(或一喲.(6.37)
Из этих уравнений можно установить связь между разностью энтальпий, эффективной и потерянной работами
к
,几一£н = J Z dp + /гн_к.(6.38)
Для оценки эффективности энергетической машины используют понятие коэффициента полезного действия (КПД). Под ним пони- мают отношение полезной работы, полученной в результате действия машины, к полной работе, затраченной на ее привод. В компрессорных машинах полезной считают эффективную работу, затраченную на повышение давления в компрессоре и изменение кинетической энергии потока в машине. Тогда КПД компрессора можно записать в виде
к
@ = 'попезн = 2 —厶@ = 'попезн = 2 —厶(6.39)(6.39)j & dp + 0,5 (4 —啕 н
@ = 'попезн = 2 —厶
@ = 'попезн = 2 —厶
(6.39)
(6.39)
巾二MJ/G・
где /цонезн， I — полезная и полная работы компрессора; М Mi — полная мощность, затраченная на привод компрессора, и мощность механических потерь в подшипниках, зубчатой передаче и т, д. Это внутренний КПД компрессора, называемый так потому, что «внешние^ механические потери из рассмотрения исключены [29]. Внутренний КПД является универсальной характеристикой компрессора любого типа. Он не зависит от охлаждения в процессе сжатия. Главную трудность в определении внутреннего КПД составляет правильная оценка величины эффективной работы компрессора /эф = J и dp.
и
При поэлементном анализе компрессоров динамического действия для определения эффективной работы, затраченной на повышение давления в компрессоре, необходимо вычислить (Ju dp) для каждого 厶го элемента проточной части (входного устройства, рабочего колеса, диффузора или направляющего аппарата, выходного устройства —— см. рис. 6.5) и затем найти их сумму
/巾,«-к — J。dp = X ( J vdp J ,/巾,«-к — J。dp = X ( J vdp J ,(6.40)(6.40)к /б \ '
/巾,«-к — J。dp = X ( J vdp J ,
/巾,«-к — J。dp = X ( J vdp J ,
(6.40)
(6.40)
где i ——номер элемента; Л и Б ——обозначения соответственно входного и выходного сечений t-го элемента.-
Однако характер процесса, т. е. та линия, по которой он идет в s—Т диаграмме, как правило, неизвестен, поэтому при расчетах ■ обычно полагают, что все процессы в компрессоре являются политропными.
Политропным процессом в реальном газе будем считать процесс с постоянной теплоемкостью спол = const. Интегрируя уравнение энтропии ds = dq/T = спол dT/T, для каждого элемента находим :
(6.41)(6.41)^пол i = (% — 5Л)Дп (Тб/7 д).
(6.41)
(6.41)
Количество теплоты, подведенной к газу в Lm элементе, равно Ча-б = Спз (Те —- Т/) = (% — “)(烈—U)/E(ГБ/Т^.(6.42)
Тогда политропная или эффективная работа может быть определена из уравнения (6.18)
/цола-е = (% — G) — Ча-б —源一U)— (% — 5л)(Тб TR/E (Ть/Т/)・
(6.43)
В дальнейшем будем рассматривать процессы сжатия, которые проходят с внутренне-необратимыми потерями (на трение, вихреоб- разование и т. п.), но без теплообмена с внешними источниками. В этом случае количество теплоты, подведенной к газу, эквивалентно потерянной работе
勿-E =/“*(6.44)
(6.45)(6.45)Применив к реальному газу метод условных температур, найдем уравнения для политропного процесса в той же форме, что и для идеального газа
(6.45)
(6.45)
ру 7 = const,
где Пу ——условный ваемой области.где Пу ——условный ваемой области.показатель политропы, постоянный в рассматри-
где Пу ——условный ваемой области.
где Пу ——условный ваемой области.
в таком видеЛг = Ппол ~в таком видеЛг = Ппол ~ZK — г'н& — 'н I" (Гц/Гн)ZK — г'н& — 'н I" (Гц/Гн)(6.46)МОЖНО(6.47)(6.46)МОЖНО(6.47)Определение эффективной работы компрессора на основе поэлементного расчета по формуле (6.40) является довольно трудоемким, поэтому обычно принимают, что весь процесс сжатия в ступени или многоступенчатой секции проходит по одной политропе. Опыт показывает, что на режимах работы, близких к оптимальному, такое допущение не приводит к значительным погрешностям. Кроме того, изменение кинетической энергии в компрессоре обычно не более 1一2 % от /, так как сп q 以 и редко превышает 20—30 м/с. Из уравнения (6.37) видно, что работу компрессора приближенно можно считать равной разности энтальпий I ^ /к_——厶，а полезной будет только эффективная работа политропного сжатия. Для компрессора, сжимающего реальный газ, внутренний (или политропный) КПД при сделанных допущениях может быть получен на основе уравнений (6.42), (6.43), записанных для всех машин, т. е. на участке н—к
в таком виде
Лг = Ппол ~
в таком виде
Лг = Ппол ~
ZK — г'н& — 'н I" (Гц/Гн)
ZK — г'н& — 'н I" (Гц/Гн)
(6.46)
МОЖНО
(6.47)
(6.46)
МОЖНО
(6.47)
Применив, метод условных температур, это выражение представить так:
In(Рк/Рн) _ Оу
/ = Ппол =仇у In (ту к/Ty. н) 一 Sy，
где dy 工 ny/(ny —— 1)—— число политропы.
' На рис. 6.2, а изображен процесс сжатия в компрессоре, осуществляемый по политропе с постоянным показателем. Разность /к ——iH энтальпий эквивалентна площади агкв под отрезком изобары "к z= const, отсеченном линиями & = const и £聽 =const. Количество теплоты, подведенное в процессе сжатия, и при отсутствии внешнего теплообмена, равное потерянной работе д%出=/广用_长=
=J T ds эквивалентно площади под процессом бнкв. Эффективная н
к
или политропная работа /пол = j и dp соответствует площади а^иб. н
В практике расчетов осевых и некоторых центробежных компрессоров используется адиабатный или, точнее, изоэнтропный КПД, определяемый как отношение работы компрессора, которую он затратил бы при обратимом изоэнтропном сжатии без потерь, к полной работе компрессора
区=2J2 = (% — 4f)/& — J(6.48)
Рис 6.2^ Процессы сжатия в s — Т-днаграмме: а — в одноступенчатом компрессоре; 6—в многоступенчатомРис 6.2^ Процессы сжатия в s — Т-днаграмме: а — в одноступенчатом компрессоре; 6—в многоступенчатом
Рис 6.2^ Процессы сжатия в s — Т-днаграмме: а — в одноступенчатом компрессоре; 6—в многоступенчатом
Рис 6.2^ Процессы сжатия в s — Т-днаграмме: а — в одноступенчатом компрессоре; 6—в многоступенчатом
Из рис. 6.2, а видно, что разность 厶记——厶【соответствует площади агк$ б, которая меньше площади агкнб, численно равной политропной работе /пол, на треугольный участок hksk. Поэтому изоэнтропный КПД всегда меньше политропного. Зависимость изоэн- тропного КПД от политропного определяется соотношением
(6.49)(6.49)—Л?/%у — 1
(6.49)
(6.49)
3Tl/(Ау/ол) 一 ]
где л = рМРн ——отношение давлений в компрессоре.
В случае, если изменением кинетической энергии в компрессоре пренебречь нельзя, .изоэнтропный КПД определяют по параметрам торможения
g 4+ 0,5 产一喲g 4+ 0,5 产一喲成一*成一*2(1)2(1)措•(6.50)措•(6.50)
g 4+ 0,5 产一喲
g 4+ 0,5 产一喲
成一*
成一*
2(1)
2(1)
措•(6.50)
措•(6.50)
Изоэнтропный перепад энтальпий торможения
兀一j； = 0syRT；. н1),(6.51)
где л* = p^/pi ——отношение давлений торможения компрессора.
Рассмотрим процесс сжатия в трехступенчатом компрессоре (/—///, рис. 6.2, 6). Эффективная работа всего компрессора равна к
сумме эффективных работ отдельных ступеней: j vdp == ^ ] vdp. нi (i )
То же самое можно сказать и о потерянной работе: 1ГН^К = ^ 爲.
Поэтому, если допустить, что процессы сжатия во всех ступенях идут по одной и той же политропе, то политропный КПД компрессора в целом будет равен политропному КПД каждой ступени. Для изоэнтропного КПД, как это наглядно видно из рис. 6.2, б, аналогичное утверждение будет несправедливо. Действительно, изоэнтропный КПД каждой ступени выше, чем всего компрессора, так как сумма изоэнтропных работ ступеней всегда будет больше изоэнтроп- ной работы компрессора:
I/ks —，Н V У @к$ (О — ^н (о)»
поэтому изоэнтропный КПД многоступенчатого компрессора будет меньше изоэнтропного КПД каждой ступени.
Уравнение расхода. Секундный массовый расход G рабочего вещества определяется уравнением'
G - рс尸，(6.52)
где р —— плотность рабочего вещества; с —— его скорость;户 一 площадь поперечного сечения канала, ортогональная вектору скорости с.
Уравнение расхода можно записать для любого сечения ступени центробежного компрессора с произвольным диаметром D и шириной канала b (рис. 6.3, а). Учитывая, что часть сечения может быть занята лопатками, запишем площадь■ кольца, свободную для прохода вещества, так: F = nDbt, где т——коэффициент стеснения потока лопатками. Этому сечению ортогональна радиальная составляющая скорости или, иначе, расходная скорость
сг с sin а.
В итоге получим
一G = рс 产。Ьт.(6,53)
Коэффициент стеснения т определяется как отношение части - площади сечения, свободной для прохода рабочего вещества, к полной площади кольца nDb
т= 1 — F 乳.K®>Db) = 1 — 2&/(冗。sin 0n),(6.54)
'где 尸《n.q — часть площади кольцевого сечения, занятая лопатками; z ——число лопаток; 6Л — их толщина; рл — угол наклона средней линии лопатки.
Площадь произвольного кольцевого сечения осевого компрессора (рис. 6.3, б) определяется по формуле
F = n (Dh — D|t)t/4 = л/ (DH + Овт) ^/2 = л/Гсрт,
где D, d ——соответственно наружный и внутренний диаметры проточной части; / = (А — DBT)/2 — высота лопатки осевого компрессора; Dcp 二(£)н + 力вт)/2 ——средний диаметр проточной части.
Этому сечению ортогональна осевая составляющая скорости
сг = с sin а.сг = с sin а.Рнс 6.3. Схемы рабочих колес: а — центробежного компрессора; 6 осевогоРнс 6.3. Схемы рабочих колес: а — центробежного компрессора; 6 осевого
сг = с sin а.
сг = с sin а.
Рнс 6.3. Схемы рабочих колес: а — центробежного компрессора; 6 осевого
Рнс 6.3. Схемы рабочих колес: а — центробежного компрессора; 6 осевого
Тогда уравнение расхода для произвольного сечения осевого компрессора можно записать в таком виде:
G =pcWDcpT.(6.55)
Коэффициент стеснения для осевого компрессора определяется в принципе так же, как и для центробежного：
Т = 1 — &. ч/5Ар/) = 1 — 2п6л/(лОср Sin рл). (6.56)
При расчете неподвижных элементов, например лопаточного диффузора или направляющего аппарата, вместо угла 卩 следует записать угол а."
Если параметры потока определяются в тех сечениях компрессора, где лопаток нет, коэффициент стеснения т принимают равным единице.
Уравнение моментов количества движения. Мощность, затрачиваемая на перемещение и сжатие рабочего вещества, определяется как произведение к ртутящего момента MiiPt э, передаваемого от лопаток потоку, на угловую скорость колеса
Л/э = МкрЭз. (6.57)
В соответствии с законом об изменении момента количества движения теоретический крутящий момент 7ИКР1Э равен разности моментов количества движения секундного массового рас
Рис. 6.4. Треугольники скоростей при входе и выходе из рабочего колеса центробежного компрессораРис. 6.4. Треугольники скоростей при входе и выходе из рабочего колеса центробежного компрессорахода вещества О в выходном и входном сечениях колеса. Будем рассматривать средние значения абсолютных скоростей в этих сечениях. При определении моментов количества движения должны учитываться только окружные составляющие абсолютных скоростей с11г и &虱，ортогональные радиусу (рис. 6.4). Тогда теоретический крутящий момент будет равен '
Рис. 6.4. Треугольники скоростей при входе и выходе из рабочего колеса центробежного компрессора
Рис. 6.4. Треугольники скоростей при входе и выходе из рабочего колеса центробежного компрессора
Мкр.з = G (С2иГ2 — йиП).
Заметив, что и мощностиЗаметив, что и мощности—(ог, запишем выражения для теоретической
Заметив, что и мощности
Заметив, что и мощности
NаG (与小2 - Qu^l)
(6.58)(6.58)и теоретической удельной работы
(6.58)
(6.58)
,/? N』G =。2&〃2 — ^lu^l*
При отсутствии закрутки потока на входе в рабочее колесо вектор абсолютной скорости g направлен по радиусу или для осерадиального колеса параллелен оси вращения. Его проекция на окружное направление равна нулю и выражение (6.58) упрощается
' /э = &小2・ (6.59)
При выводе уравнений (6.58), (6.59) рассматривались только средние значения абсолютных скоростей на входе и выходе из колеса. Наличие потерь при движении вещества по каналам колеса или влияние сжимаемости могут повлиять на величину и направление атнх скоростей, но вид уравнений сохранится. Поэтому эти
237
уравнения справедливы во всех случаях, когда известны значения
окружных составляющих абсолютных скоростей с1и и %“・
Уравнение (6.58) в литературе часто называют уравнением Эйлера, ' который впервые его получил.
Центробежные компрессоры
Ступень центробежного компрессора состоит из рабочего колеса, диффузора и неподвижных элементов, с помощью которых сжатое рабочее вещество выводится за пределы ступени. По конструкции различают промежуточную и концевую ступени. В промежуточной ступени за диффузором располагается обратный направляющий аппарат. С его помощью рабочее вещество подводится к колесу последующей ступени. За диффузором концевой ступени располагается выходное устройство ——сборная камера или улитка, — с помощью которого рабочее вещество выводится за пределы корпуса машины.
Многоступенчатые центробежные компрессоры могут состоять из одной или нескольких секций.
В компрессорах, имеющих одинаковый массовый расход через каждую ступень, секцией обычно называют ступень или группу ступеней, после которых рабочее вещество выводится за пределы корпуса машины. Отличительным признаком секции является наличие в корпусе входного и выходного устройств. В компрессорах, у которых массовый расход по мере сжатия рабочего вещества изменяется, например в паровых холодильных Л1ашинах, секцией считают ступень или группу ступеней с одинаковым массовым расходом.
Рассмотрим схему двухступенчатой секции парового холодиль-- ного центробежного компрессора (рис. 6.5) и ее рабочий процесс в s—Т- и t—.-диаграммах (рис. 6.6). Рабочее вещество поступает из испарителя во входное устройство Л, с помощью которого оно подводится к рабочему колесу В первой промежуточной ступени. Перед колесом располагается входной регулирующий аппарат (ВРА) Б,
Площадь сечения Н входного устройства обычно больше площади сечения 0 при входе в колесо. Движение пара в нем сопровождается увеличением скорости и уменьшением давления. Его называют конфузорным. Энтальпия пара в процессе Н—0 уменьшается.
При осевом положении лопаток, когда регулирования производительности нет, скорость в сечениях 8 и 9 практически одинакова и процесс 8——9 в ВРА близок к i = const. Поворот лопаток ВРА приводит к уменьшению площади потока в сечении 9 и значит к увеличению ; скорости пара. В рабочем колесе В пар проходит два различных 三 участка. На участке 0—1 радиально-кольцевого поворота энергия 」 к пару не подводится, его скорость меняется незначительно. Процесс ' на участке 0—/ близок к i = const. В сечении / пар поступает на : рабочие лопатки, которые подводят к нему механическую энергию. Вследствие этого давление, энтальпия и скорость пара на участке /—2 увеличиваются. Нужно отметить, что участок 0——/ яв- 238
ляется труднодоступным для измерений и характер процесса на нем обычно неизвестен, поэтому условно принимают, что на всем участке 〃——2 процесс идет по одной и той же политропе, а параметры потока при входе лопатки в точке / определяют расчетом.
Рис. 65 Схема двухступенчатого холодильного центробежного компрессора:а，，&2，...» 〃8 一 диаметры окружностей, вписанных во входные н выходные сечения каналовРис. 65 Схема двухступенчатого холодильного центробежного компрессора:а，，&2，...» 〃8 一 диаметры окружностей, вписанных во входные н выходные сечения каналов
Рис. 65 Схема двухступенчатого холодильного центробежного компрессора:
а，，&2，...» 〃8 一 диаметры окружностей, вписанных во входные н выходные сечения каналов
Рис. 65 Схема двухступенчатого холодильного центробежного компрессора:
а，，&2，...» 〃8 一 диаметры окружностей, вписанных во входные н выходные сечения каналов
Из рабочего колеса пар, движущийся с большой скоростью, поступает в безлопаточный диффузор (БЛД) Г и затем в лопаточный диффузор (ЛД) Д. Площадь потока в обоих диффузорах по мере движения увеличивается, а его скорость уменьшается. При этом увеличивается давление пара. Такое движение называют диффузор-
239
ным. На участках 2—3 и 3—4 происходит преобразование кинетической энергии потока в энергию давления, в процессе которого эн^ тальпия пара увеличивается. После диффузора пар проходит радиально-кольцевой поворот Е и поступает на лопатки обратно- направляющего аппарата (ОНА) Ж. В ОНА закрученный поток, вышедший из ЛД, раскручивается с помощью лопаток, имеющих расположенные по радиусу выходные кромки, и подается на вход в колесо второй ступени. Движение пара на этом участке происходит примерно с одинаковой скоростью, поэтому процесс на участках 4—5,
5—6 и 6—О' близок к i = const. Все процессы в ступени сопровождаются потерями, поэтому энтропия сжимаемого вещества непрерывно возрастает.
Процессы во второй, концевой ступени идут в основном так же, как и в первой. После ЛД пар поступает в выходное устройство —— улитку И и выводится за пределы корпуса компрессора через патрубок Л. При движении в улитке скорость пара изменяется незначительно, ‘
При отсутствии теплообмена G внешними источниками потерянная работа в секции определяется в s—Т-диаграмме площадью под процессом н——к, а в каждом элементе проточной части ——площадью под процессом между точками, соответствующими входному и выходному сечениям элемента. За рабочим колесом концевой ступени располагается разгрузочный поршень —— думмис М. С его помощью уменьшается осевая сила от рабочих колес, передаваемая на упор-
ный подшипник компрессора. Для этого задуммисная полость О соединяется трубопроводов П с всасывающим патрубком Л. В результате давление за думмисом становится близким к давленню всасывания. Так как давление перед думмисом значительно выше и примерно равно давлению при выходе из колеса второй ступени, то возникает сила, направленная в сторону, противоположную осевым силам от рабочих колес, и разгружающая упорный подшипник. Протечки пара от нагнетания ко всасыванию между ступенями и через думмис снижаются с помощью специальных лабиринтных уплотнений.
Безразмерные параметры центробежного компрессора. В расчетах центробежных компрессоров широко используются безразмерные параметры. При сжатии одного и того же рабочего вещества в геометрически подобных ступенях и на газодинамически подобных режимах работы безразмерные параметры будут одинаковыми. Характерным геометрическим размером считается наружный диаметр рабочего колеса Q?, характерной скоростью ——окружная скорость колеса 〃2 на диаметре D2, характерной плотностью —— плотность торможения рн при входе в ступень.
Безразмерные геометрические размеры определяются делением соответствующих размеров на диаметр Ь2, Они обозначаются теми же символами, что и действительные размеры, но с чертой сверху:
Dt = 2/4；瓦=仇/2・(6.60)
Важным геометрическим размером рабочего колеса центробежного компрессора является безразмерная ширина лопатки при выходе на диаметре 4一
灰=bJD2-
Ее величина изменяется в довольно узком диапазоне: 52 = 0,08+ —0,02: большие значения б2 соответствуют первым ступеням многоступенчатых компрессоров, меньшие ——последним ступеням.
Безразмерные скорости определяются делением скоростей на окружную скорость и обозначаются;
⑦=行/"2； 鱼 =5似2.(6.61)
Тильдой сверху обозначаются безразмерные относительные скорости. Важнейшими безразмерными скоростями в теории центробежных компрессоров являются коэффициент теоретической работы
ф2ц e2〃/〃2(6.62)
и коэффициенты расхода
s42, =^e2/"2； Фо === ^0^^2,(6.63)
" В последнее время получил распространение условный коэффициент расхода [35], впервые введенный ЦАГИ для вентиляторов и определяемый как отношение условной скорости потока в трубе диаметром D2 при заданном массовом расходе к окружной скорости рабочего колеса
①=CyJJj/〃2・
Условная скорость определяется по плотности торможения при входе в ступень
Сус刀=46/(рнл/)，.
В результате условный коэффициент расхода записывается так:
①=46 (р；冗國2)・(6.64)
Efo удобно использовать для многоступенчатых компрессоров, у которых ширина колес уменьшается от ступени к ступени. Высокорасходными принято считать колеса, у которых Ф > 0,075 (первые ступени), среднерасходными — колеса с Ф = 0,045+0,075 (средние ступени) и малорасходными — колеса с Ф < 0,045 (последние ступени) [35 ].
Безразмерные плотности определяются делением плотностей в характерных сечениях на плотность торможения при входе в ступень и обозначаются
电叮 pi/p：・(6.65)
Критерием газодинамического подобия потоков рабочего вещества является число Маха, равное отношению скорости потока в данном сечении к скорости звука в движущемся веществе:
Md = S/Qi； Ms =叫回.(6.66)
Этот важный критерий определяет соотношение скорости передачи возмущений в веществе, определяемой колебанием молекул, и скорости движения потока. Режим, при котором скорость потока равна скорости звука, т. е. М = 1 является критическим, так как, начиная с него, возмущения могут передаваться только вниз по потоку. Течение вещества при М 弋 1 сопровождается обычно потерями, связанными с волновым сопротивлением, проявляющимся в возникновении скачков уплотнения и связанных с ними необратимостей.
Используя метод условных температур, можно приближенно определить скорость звука
аV hyRTy = /"р/р.(6.67)
Газодинамическое подобие процессов в ступени центробежного компрессора определяется условным числом Маха по окружной скорости..
:=-士一=.(6.68)
J &У&Т}. НV 外“/Pi
Производительность центробежного компрессора характеризуется условным числом Маха во входном сечении
Мсн.Мсн.GGP:FH /石丽 ■P:FH /石丽 ■(6.69)(6.69)
Мсн.
Мсн.
G
G
P:FH /石丽 ■
P:FH /石丽 ■
(6.69)
(6.69)
Производительность отдельной ступени характеризуется условным числом Маха при входе в колесо
McQy =McQy =66GGP；F° J 也yRT；. нP；F° J 也yRT；. н(6.70)(6.70)
McQy =
McQy =
6
6
G
G
P；F° J 也yRT；. н
P；F° J 也yRT；. н
(6.70)
(6.70)
Рис. 6.7. Типы рабочих колес: а — осерадиальное полуоткрытое; 6 — пространственное закрытоеРис. 6.7. Типы рабочих колес: а — осерадиальное полуоткрытое; 6 — пространственное закрытое
Рис. 6.7. Типы рабочих колес: а — осерадиальное полуоткрытое; 6 — пространственное закрытое
Рис. 6.7. Типы рабочих колес: а — осерадиальное полуоткрытое; 6 — пространственное закрытое
где p；, 〃н, T；. h — параметры торможения при входе в компрессор или ступень; а； — скорость звука в заторможенном потоке при входе в ступень.
Так как в формулах (6.69) и (6.70) используются условные скорости, определенные по плотности торможения, и скорость звука в заторможенном потоке при входе в ступень, то соответствующие числа Маха называются условными •
В формулах (6.60), (6.61), (6.65), (6.66) индекс z соответствует индексу характерного сечения проточной части.
Рабочее колесо. Рабочее колесо является единственным элементом проточной части центробежного компрессора, в котором механическая энергия с помощью лопаток передается сжимаемому рабочему веществу.
Закрытое рабочее колесо состоит из основного диска,
на котором расположены лопатки, и покрывающего диска. Полуоткрытые колеса выполняют без покрывающего диска.
В настоящее время пригленяются рабочие колеса нескольких типов. Радиальные колеса (см. рис. 6.5) имеют криволинейные цилиндрические лопатки, радиус кривизны которых лежит в плоскости вращения. Лопатки радиальных колес обычно очерчены одним радиусом и имеют постоянную толщину. Для таких колес характерен радиальный вход и выход потока. Радиальные колеса обычно выполняют закрытыми. Они являются основным типом колес в стационар- ных компрессорах, в том числе и холодильных.
Пространственные колеса (рис. 6.7) имеют лопатки сложного профиля, изменяющегося по ширине колеса. В транспортных компрессорах широкое распространение получили осерадиальные пространственные колеса, в которые поток входит в осевом, а выходит — в радиальном направлении. Их выполняют полуоткрытыми (рис. 6.7, а). Современная технология точного литья, сварки и пайки позволяет изготавливать и закрытые пространственные колеса (рис. 6.7, б). Пространственные колеса позволяют получить более высокие КПД, менее чувствительны к увеличению чисел М〃 и могут эффектйвно работать при высоких коэффициентах расхода Ф.
Важной геометрической характеристикой рабочего колеса является лопаточный угол Р2л между касательной к средней линией лопатки на диаметре D% и лучом, противоположным окружной скорости 他(см. рис. 6.5, 6.7).
Рассмотрим рабочее колесо с бесконечно большим числом очень тонких лопаток z = 8. Особенностью течения в таком колесе является равенство угла потока в относительном движении и лопаточного угла Ba = 8打 на любом радиусе, поэтому на выходе из колеса р2оо = Рзл- Различают три группы колес: с лопатками, загну
тыми назад (82л < 90°), с радиально оканчивающимися лопатками (В2n = 90°) и с лопатками, загнутыми вперед (俄口 >90°). Треугольники скоростей при входе и выходе для колес с различными 82n представлены на рис. 6.8. Входной треугольник одинаков для всех колес. Вектор абсолютной скорости при входе в колесо сг определяется производительностью и характером течения во входном устройстве ВРА или ОНА, поэтому вектор относительной скорости при входе равен разности w^ = 5 —
При отсутствии закрутки потока на входе в колесо вектор q лежит в радиальной плоскости и его проекция на окружное направление с】” =0. Уравнение (6.58) в этом случае упростится
/900 = 3"оо〃2 :^ 中2〃8"2- (6.7 1)
Вектор абсолютной скорости на выходе из колеса с2оо является суммой векторов переносной окружной скорости и2 и относительной скорости w2co： с2оо — u2 +^w2oo. Из треугольников скоростей видно, что С2«оо = 〃2 — с2r ctg 82n. Переходя к безразмерным параметрам, получим '
Ф2«оо = Г— ф2г ctg Р241. (6.72)
С уме!1ьшением 屮2r у всех колес 屮2〃8 -> 1 и /эоо -> 〃3. У колес с р2л <3 < 90° всегда 屮2%8 < 1. При увеличении ср2r коэффициент теоретической работы линейно уменьшается вплоть до нуля (рис. 6.9). Колеса
c Pan = 90° имеют постоянное значение €p2woo = 1 и 厶客 = 僱，У колес с &п >90° всегда 电^ > 1. С увеличением <р2r значение ^2иаа линейно возрастает. Высокий уровень абсолютных скоростей при выходе из таких колес определяет значительные потери в диффузоре, вследствие чего КПД ступени оказывается невысоким.
В действительности число лопаток рабочего колеса не может быть бесконечно большим. Оно обычно находится в пределах z =
Рис. 6.9. Коэффициенты теоретической работы колес с различными углами р2лРис. 6.9. Коэффициенты теоретической работы колес с различными углами р2л=8+28, а лопатки имеют вполне определенную конечную толщину. Как показывает опыт, действительный коэффициент теоретической работы всегда меньше рассчитанного по формуле (6.72) ^и < Ф2«оо- Это связано с отставанием потока от лопаток колеса, вследствие чего 伝 < 伝乂 = =乃2门・ В колесе с конечным числом лопаток поток яляется двухмерным и все его
Рис. 6.9. Коэффициенты теоретической работы колес с различными углами р2л
Рис. 6.9. Коэффициенты теоретической работы колес с различными углами р2л
к выпуклой. Это объяс-к выпуклой. Это объяс-параметры меняются по ширине канала (рис. 6.10). При остановленном колесе ((о = 0) и некотором массовом расходе (О >0) через канал д скорость будет увеличиваться от вогнутой стороны лопатки
к выпуклой. Это объяс-
к выпуклой. Это объяс-
няется тем, что при движении по криволинейному каналу возникает центробежная сила, прижимающая поток к вогнутой стороне. В результате давление с вогнутой стороны будет больше, а скорость—меньше. У выпуклой стороны лопатки по той же причине давление будет меньше, а скорость — больше. В канале б колеса, вращающегося с угловой скоростью (о, при нулевом массовом расходе 0 = 0 в относительном движении возникает осевой вихрь — циркуляция вещества в направлении, противоположном вращению колеса с той же угловой скоростью. Это объ-
ясняется действием сил инерции, стремящихся удержать от вра
щения массу вещества, находящуюся в канале, и сохранением его момента количества движения (в данном случае — равного нулю).
Поле скоростей в канале вращающегося колеса в относительном движении при расходе G〉0 в нервом приближеыии может быть получено в результате суммирования (наложения) течений в каналах 0 и 6. При этом у рабочей, выпуклой стороны лопатки относительная скорость всегда будет меньше, чем у нерабочей, вогнутой стороны^ а давление — больше (каналы s и а).
Для расчетов центробежных компрессоров необходимо знать коэффициент теоретической работы колеса. Из формул (6-57) и (6.58) следует, что
屮2〃 = Мкр. э(о/(б«1).(6.73)
В реальном пространственном течении давление по поверхности лопаток изменяется как по длине лопатки (или по радиусу), так и по ее ширине, поэтому крутящий момент, а значит коэффициент теоретической работы колеса определяется полем давлений на всей поверхности лопатки. Расчет этого поля давлений [р ~ р (х, г)] является сложной задачей гидродинамики, которая пока решается приближенно, да и то не во всех случаях. В результате широкое применение нашли упрощенные способы оценки (р2м, из которых наиболее простым и наглядным является метод, разработанный Сто- долой. Основным допущением этого метода является замена действительного осевого вихря условным вихрем диаметра а (рис. 6.10), который вращается в сторону, противоположную вращению колеса, с той же угловой скоростью со. Вследствие этого вращения поток, выходящий из колеса со скоростью w2oo, получает дополнительную скорость Aw2, вектор которой параллелен вектору окружной скорости и2. В результате относительная скорость при выходе из колеса будет равна сумме
w2= w2oo + Aw2,
а угол р2 станет меньше Р2Л. Из треугольника скоростей (рис. 6.10) видно, что А侬2 = Ас2 = Ас?” и с^и = 方“客 — 厶方卫• Тогда
ф2и =屮 2〃8 — АС2«/〃 2・(6.74)
Допустив, что криволинейный треугольник выходного участка косого среза можно заменить прямолинейным и прямоугольным треугольником со стороной а и углом р2л при вершине, получим
Подставив это выражение в (6.74) и раскрыв ф2иоо по формуле (6、72), находим
6〃 =1 — "^"'也 Ргл — 6r ctg р2л-(6.75)
Зта формула дает хорошую сходимость с экспериментом для колес с Р2л Q 45°. При уменьшении 网口 формула Сто долы дает заниженные значения 屮2〃, причем, чем меньше р2л, тем меньше расчетные значения 屮2卫 по сравнению с опытными. Это объясняется тем, что сделанное допущение о замене криволинейного треугольника косого среза прямолинейным сопряжено с наименьшими погрешностями для лопаток, очерченных по логарифмической спирали, у которых на любом радиусе В = Р2л- Такой профиль показан на рис. 6.10, а соответствующий ему размер условного вихря обозначен аг. Так как в лей- ствительности лопатка очерчена по дуге окружности и угол р1л обычно близок к 30°, то при малых Р2Л фактический размер а будет 246
Рис. 6.11. Зависимости основных параметров ступеней центробежных компрессе* ров от угла р2лРис. 6.11. Зависимости основных параметров ступеней центробежных компрессе* ров от угла р2л
Рис. 6.11. Зависимости основных параметров ступеней центробежных компрессе* ров от угла р2л
Рис. 6.11. Зависимости основных параметров ступеней центробежных компрессе* ров от угла р2л
больше, чем а'. Соответственно этому будет больше и коэффициент теоретической работы. При больших 鱼口 >45° расчетные значения (р2м получаются, наоборот, несколько завышенными. Здесь сказывается влияние конечной толщины лопаток, уменьшающей фактический размер а. У колес с большими 国叮 число лопаток обычно наибольшее и составляет % — 22+28. Поэтому наилучшие результаты формула Стодолы (6.75) дает в том случае, если вместо лопаточного- угла 82а подставлять эффективный угол, определяемый соотношением
р24ф = arcsin (&〃2), (6.76) где 仰—диаметр окружности, вписанной в выходное сечение канала колеса и значит учитывающее толщину лопаток;勾= =nD2/z2 ——шаг лопаток колеса (см. рис. 6.5). Если геометрия колеса заранее неизвестна, то для определения 82d巾 можно пользоваться графиком (рис. 6.11), построенным для лопаток постоянной толщины, очерченных по дуге окружности.
Внутренняя мощность ступени. Гидравлический КПД. Коэффициент реактивности. Внутренняя мощность, подводимая к рабочему колесу, складывается из теоретической или
Эйлеровой мощности, передаваемой потоку от лопаток, и мощности трения наружных поверхностей дисков о вещество, находящееся в полостях между колесом и корпусом компрессора '
. М = * + Мр.
При определении теоретической мощности необходимо иметь в виду, что через лабиринтное уплотнение покрывающего диска колеса всегда имеются протечки рабочего вещества, которое проходит со стороны давления за колесом .2 в область более низкого давления всасывания р。(рис. 6.12). Вследствие этого действительный массовый расход через колесо будет больше на величину протечек Gp. к q =G + А&. Влиянием протечек на кинематику потока при входе и выходе из колеса допустимо пренебречь. Тогда теоретическая мощность будет равна-
Nз = (G + AGr)管2以〃2 Gu〃i)“
Переходя к безразмерным величинам, запишем
*Л/g = G (1 + '?к )伸2M —屮1卫。1)馮*(6.77)
Рис. 6.12. Протечки в ступени центробежного компрессораРис. 6.12. Протечки в ступени центробежного компрессораВнутреннюю мощность ступени можно представить так!
Рис. 6.12. Протечки в ступени центробежного компрессора
Рис. 6.12. Протечки в ступени центробежного компрессора
"『叩+誉+ G(j；M)』(…"谓)底
Обозначив относительные потери на протечки
Bhp = AGk/G(6.78 :
и на трение дисков*
Втр = Nтр/[С (ф2« —屮1&А) 〃办(6.7S®
найдем окончательное выражение для внутренней мощности ®
М = G (1 + Рпр + Ртр) (ф2м 一 屮必人)〃^ = Gy嵐 (6.80) Параметр
% = (1 + Рпр + Ртр) (фзи — Фь^О (6.81) называют коэфф и ц иентом мощности. При отсутствии закрутки потока при входе в кЬлесо
Х = (1 + Рпр + Ртр) Ф2«- (6.82)
Внутренняя удельная работа ступени равна
А = M/G = (1 + Рпр + ₽тр) (ф2и —
—屮1UZ)成=xwl- (6.83)
Связь между внутренней и теоретической (Эйлеровой) работой устанавливается соотношением 厶= (1+Рпр + Втр)" (6.84) ч где_..]
厶=(①2“ 一 Ф1«Д)底 (6.85) й
Из уравнений (6.83) и (6.85) видно, что и внутренняя, и теорети- 11 ческая работа пропорциональны квадрату окружной скорости..； Теплота, эквивалентная внутренней мощности ступени, передается : сжимаемому веществу, так как теплообменом ступени с окружающей ； средой обычно пренебрегают. Отсюда следует важная зависимость ■ 厶―;•(6.86);
При расчете компрессора по внутренней работе и энтальпии г；彳 определяют ^. При обработке результатов эксперимента для опре- j деления внутренней работы достаточно измерить параметры тормо-: жения в начальном и конечном сечениях ступени и определить соот-； ветствующие им энтальпии. Когда скорости в^ начальном и конечном .; сечениях близки по величине, т. е. сн 弋 ск, допустимо писать
Эффективная работа ступени может быть определена с помощью политропного или внутреннего КПД (6.46)
/Эф = /^ипол = (1 + Рпр + ртр)(中2& -中山?1)向1"0口 = *"5%。大(6.88)
Это означает, что политропный или внутренний КПД учитывают все внутренние потери в ступени, включая потери на протечки и дисковое трение. В расчетной практике часто приходится по известным коэффициенту мощности, внутреннему КПД и эффективной работе, которую необходимо затратить, чтобы получить заданное отношение давлений, определять окружную скорость колеса щ. Для этого применяют коэффициент эффективной работы ступеней
屮■—厶(1)/"2 ~- ХЛпол* (6.89)
Величина коэффициен- ^ та эффективной работы
определяется при исследованиях модельных ступеней или в процессе испытаний полноразмерных компрессоров. Оценить потери, связанные только с движением рабочего вещества в ступени, можно с помощью гидравлического КПД, определяемого соотношением
J]h = /吸/厶==^эф/[(ф2и
-①1〃。1)弦]”
亩亩8)8)(6.88) и (6.89),(6.88) и (6.89),находим, чтонаходим, чтоРис. 6.13. Типы лабиринтных уплотненийРис. 6.13. Типы лабиринтных уплотненийСопоставляя выражения
亩
亩
8)
8)
(6.88) и (6.89),
(6.88) и (6.89),
находим, что
находим, что
Рис. 6.13. Типы лабиринтных уплотнений
Рис. 6.13. Типы лабиринтных уплотнений
厶％ол = 1^ откуда следует, что
(6.90)(6.90)Пл ― (1 + Рпр + Ргр) Ппол*
(6.90)
(6.90)
Из полученных зависимостей видно, что точность определения потерь, обусловленных несовершенством проточной части ступени, зависит от точности оценки потерь на протечки и трение. При экспериментальных исследованиях центробежных компрессоров вы-
делить эти результаты потери наделить эти результаты потери наD — AGr Рпр — GD — AGr Рпр — Ga% ]/病@二^7^^a% ]/病@二^7^^万2t2屮2/*万2t2屮2/*(6.91)(6.91)потери трудно, поэтому их рассчитывают, привлекая специально поставленных исследований. Относительные протечки можно определить по .формуле
делить эти результаты потери на
делить эти результаты потери на
D — AGr Рпр — G
D — AGr Рпр — G
a% ]/病@二^7^^
a% ]/病@二^7^^
万2t2屮2/*
万2t2屮2/*
(6.91)
(6.91)
где а ——коэффициент расхода через лабиринтное уплотнение покрывающего диска. Для гладкого уплотнение (рис. 6.13, a) a q 1, для ступенчатого (рис. 6.13, б, в) а~0,7; Ds — DJD2 — средний безразмерный диаметр уплотнения; s = s/D2 — безразмерный ра-
диальный зазор в уплотнении, который рекомендуется выдерживать равным
s = (2〃^ + 4) 10/(6.92)
02 ——в м; Z — число гребней уплотнения;论成 = pa/pS.
Относительные потери на трение определяют по формуле
Втр = 0,172- 10-3/[(р2гт2й2 (<р2и —屮 1U员)].(6.93)
Подробный вывод формул (6.91), (6.93) дан в специальной литературе [29 ]. При выполнении прикидочных расчетов можно пользоваться графиком, приведенным на рис. 6.11.
Доля перепада энтальпий в рабочем колесе от полной работы ступени характеризуется коэффициентом реактивности, который определяется так:
%_2=色 一 %)/(森一费).
Из уравнений (6.17) и (6.24) можно получить
为一办=几一％ - 0,5 (^2 -嗡， откуда
Qo-2 =1 - 0,5 (^2 -喻/(几—ij
Переходя к безразмерным параметрам и применив формулу (6.83), окончательно найдем
脸=j _ ：噎土唆T(6.94) 2 (1 + Рпр + Втр)(屮2〃 一屮1浦1)
Для определения энтальпии вещества при выходе из рабочего колеса удобно применить коэффициент реактивности, оценивающий долю перепада энтальпий на участке 儿* ——2 (см. рис. 6.6)
Qh*_2.=」三三=1脸 士 唆~~.(6.95)
兀一》Н2(1+ Рпр + Ртр)(Ф2«—屮 1歩工)
В этих формулах учтено, что 唠 =<р孔 + 碱一 Они показывают, что чем меньше 耽“，тем больше коэффициент реактивности, поэтому с увеличением 网口 коэффициент реактивности уменьшается (см. рис. 6.11).
Определение размеров рабочего колеса. Уравнение расхода для кольцевого сечения при выходе из колеса имеет вид
G = PiArJiD 2b2%・(6.96)
Переходя к безразмерным параметрам, получим
G =： р/©2①2r^D262T2〃2・(6.97)
Определим , по,графику рис. 6.11 оптимальные для заданного угла 卩2л значение 中飢 и число лопаток %• Коэффициент стеснения т3 рассчитаем по формуле (6.54), приняв, что в среднем относительная толщина лопатки составляет 8Л = 6Л^3 = 0,02+0,016, а из-за 250
скругления выходных кромок лопаток правильнее учитывать примерно половину их толщины. Тогда
% = 1 — 0,56лг2/(л sin р2л).(6.98)
После этого, если из предшествукицего расчета известна окружная скорость, находим О2 по формуле
2=]/—(6.99)
|/ Рн% 屮 2尸方2 T2〃2
Частота вращения ротора
n = u^(^D^.(6.100)
На практике иногда возникает необходимость рассчитать ступень для имеющегося уже привода, обеспечив заданную частоту вращения. Диаметр колеса можно определить из уравнения (6.100) по известной окружной скорости. После этого б2 находим из уравнения (6.97). Заметим, что б2 можно определить сразу, решив совместно уравнения J6.97) и (6.100),
历=Л&/2/(Р 誌292A2©・(6.101)
Наибольшие КПД ступеней получены при б2 = 0,08+0,02. Значительное влияние на КПД оказывают диаметры входного сечения колеса Do и d0. Базразмерный диаметр втулки рекомендуется выполнять в пределах 己。=0,15+0,30. Увеличение 色。сверх 0,35 сопровождается снижением КПД, особенно при малых 万？• Потери в колесе будут наименьшими при минимальной безразмерной относительной скорости на входе в решетку @工=色丿〃？• При 屮打=0, т. е. без закрутки потока при входе, диаметр Z?o$1 min, соответствующий минимуму @1, можно определить по формуле [29]
殴 1，26(6.102)
где kc ——коэффициент ускорения потока на участке 0——7, kc = =cJcq q FJ戸i； S ——абсолютная скорость при входе на лопатки без учета стеснения; F* —— площадь кольцевого сечения при входе на лопатки, F* = 冗D^瓦;kD —— коэффициент увеличения диаметра, kD = DJDq； q, г2 ——коэффициенты стеснения при вхо»е и выходе из колеса; kvQ — безразмерная плотность при входе в колесо, kv0 = =р0/рн- В выполненных конструкциях обычно ke = 1,0-4-1,1 и kD = 1,0+1,03. Оптимальное значение DQi как показывают опытные данные В. Е. Евдокимова, лежит в пределах
А опт = (1,00 4- 1，03)%@工 mm*
Ширина лопаток в меридианной плоскости определяется из уравнения расхода
，％ — G/(p1c1nZ)1Ti),(6.103)
251
где б = 尼,％; D] = DqoutEdQz， а коэффициент стеснения определяется по формуле, подобной (6.98)
тг — 1 — 0,5бл%1/(л/)1 sin BQ.(6.104)
При большом числе лопаток колеса, чтобы уменьшить загромождение сечения иногда применяют двухъярусные решетки, подрезая каждую вторую лопатку. В этом случае гг = 0,5г2. Число лопаток колеса %? должно быть близко к оптимальному, определяемому из соотношения
^З.опт = (//£)опт 2л Sin Вср/ln (4/。1)，(6.105)
где Pep = (Pm + §2口)/2 — средний лопаточный угол, (///) = 2,0+ +3,0. Ориентировочные значения 々опт даны на рис. 6.11. Входной лопаточный угол выбирается в пределах
% =国十(0+3。)，(6.106)
где pi —— угол потока при входе в колесо в относительном движении. В общем случае с закруткой потока при входе
tg Bi =屮什/(。1 —酬r.tg 8J,(6.107)
Безразмерная радиальная составляющая скорости при входе в решетку колеса
q)ir = G/(p1&1n£>1T1w2)J(6.108)
где 01 — угол закрутки потока при входе. Когла закрутки нет, т. е. 61 = 0, формула (6.107) упрощается
tg 仇= %「/&•(6.109)
Заметим, что при 6】=0(р“ =(р>
Число Маха М(с1 при входе в колесо в относительном движении определяется по формуле (6,66). Скорость звука одинакова в абсолютном и относительном движениях. Она определяется по формуле (6.67). Эффективная работа колеса соответствует MW1 < 0,8+6,9. Увеличение МиЛ свыше 0,9 вызывает рост потерь в колесе..
Уравнение расхода через входное сечение колеса при отсутствии закрутки потока можно записать так:
G = РоМо = Рн -^^ - Ф1г^1 (1 —片)。逅
где 电，о = po/pj; С = dq/D# Заменив в этом уравнении массовый расход правой частью уравнения (6.97) и (р1г его выражением, найденным из (6.109), получим формулу Ф. М. Чистякова [50 ]
&&_研（1一片）喧м。04/当a也2中2Г七2_研（1一片）喧м。04/当a也2中2Г七2(6.110)(6.110)
&
&
_研（1一片）喧м。04/当a也2中2Г七2
_研（1一片）喧м。04/当a也2中2Г七2
(6.110)
(6.110)
Это выражение устанавливает зависимость б2 от основных конструктивных соотношений рабочего колеса и показывает^ за счет каких параметров можно получить значения б2, лежащие в заданных пределах.
:Диффузоры, Безлопаточный диффузор (БЛД). Он представляет собой кольцевое пространство, заключенное между боковыми стенками корпуса ступени. Они применяются в любой ступени либо в качестве единственного типа диффузора, либо в виде кольцевого безлопаточного участка между колесом и лопатками канального или лопаточного диффузора. Записав уравнения расхода для сечения при выходе из колеса и сечения БЛД на произвольном диаметре D (без индекса) и перейдя к безразмерным величинам, найдем
ФГ и3 С""2 =3 т2&b2b2屮£/7(尼力0)，(6.1 11)
еде 儿=р/рн«
Из уравнений сохранения момента количества движения для тех же сечений получим
I 屮〃 &/〃2 = В2〃/(&тр。)，(6.1 12)
где 备р > I — коэффициент, учитывающий потери момента количества движения из-за трения потока о стенки БЛД.
Угол потока в БЛД найдем из соотношения tg а =(рг/(рй. Заметив, что tg а2 = б/屮2м，получим такое выражение
tg a -优Тр/瓦2万?/他》，)]tga2，(6.113)
Безразмерная скорость потока в БЛД 屮=/屮^ + 屮;.Подставив в это выражение формулы (6.111) и (6.112), найдем .
L专八鴛丫 + (*2党2, 一 (6，"4)
Отношение плотностей в БЛД можно оценить приближенно, приняв, что процесс в нем идет по той же политропе, что и в ступени в целом
里—包 _ 1 +网-1)м沁—0,5喲]i/(”yT) i + (^y-i)M^(x-o,5<p2)J.⑼心)
Показатель политропы 及丫 можно определить по значению политропного КПД ступени (см. рис. 6.11), пользуясь выражением (6.47). Уравнения (6.114) и (6.115) представляют собой систему, которую необходимо решить, чтобы определить ср и отношение плотностей.
Из (6.113) следует, что при движении несжимаемой жидкости ■ kv2/kv = 1, отсутствии потерь на трение йтр — 1 и плоских параллельных стенках БЛД 万？=万=const, tg а = tg а2 на любом диаметре. Траектория движения потока в этом случае будет логарифмической спиралью. Влияние сжимаемости приводит к некоторому уменьшению а, влияние трения, наоборот, увеличивает а. Обычно в первом приближении считают, что эти два фактора компенсируют друг друга и в БЛД с параллельными стенками а = const. Применяя более сложные БЛД с профилированными стенками,.у которых ширина, плавно уменьшается с ростом £) до Ь — (0?77-И),8) Ь2, можно снизить потери в них.
Скорость потока при выходе из диффузора промежуточной ступени должна быть близкой к скорости при входе в колесо, (р& q (0,85+0,9) q)1( чтобы не вызывать повышенных потерь в ОНА. Отношение скоростей
^2_4 =屮丿屮4(6.1 16)
зависит от выходного угла р2л колеса. При малых Р2Л и оптимальных q)2r коэффициент реактивности высок, а значения 屮2 ——невелики, поэтому Kjj—4 не превышает 2,0—2,5. При больших р2л уровень 附 значительно выше, причем %一4 возрастает до 3,0—3,5. Безразмерный диаметр выхода из БЛД определяется из уравнения расхода в виде
R 3&02 °2 sin СС2『
Ограниченные габаритные размеры компрессора не позволяют выполнять D& свыше 1,6——1,8. В БЛД с параллельными стенками при таких & можно получить К2T не свыше 1,7—2,1, поэтому приходится либо прибегать к установке лопаточного диффузора, позволяющего снизить D&, либо, если это невозможно, мириться с некоторым увеличением потерь в ОНА. Важным достоинством БЛД являются пологие, протяженные по расходу характеристики ступени (см. ниже).
Лопаточный диффузор (ЛД). Траекторию движения рабочего вещества можно сделать более короткой, применив лопаточный диффузор, который раскручивает поток на больший угол, чем БЛД. Потери в ЛД вследствие лучшей организации течения вещества меньше, чем в БЛД, а максимальный КПД ступени с ЛД на 2—3 % выше. Выходной угол лопаток ЛД больше входного а4л = азл + + (10+16°). За счет этого требуемые значения /<2-4 получаются при D& = 1,4+1,6. ЛД чаще всего выполняются с параллельными стенками, причем обычно Ьз >仇・ В промежуточных ступенях выполняют b3/b2 = 1,15+1,25, в концевых 匕成戾=1,3+1,6. Диаметр, на котором расположены входные кромки лопаток диффузора, принимают £)з = 1,08+1,3. Большие значения соответствуют более высоким числам Мс2. Падение значения D§ ниже 1,08 вызывает некоторое снижение КПД и увеличение динамических нагрузок на лопатки ЛД вследствие влияния неравномерности потока при выходе из колеса, а также повышение уровня звука. Угол потока при входе в диффузор определяется по формуле (6.113), которую с учетом противоположного влияния трения и сжимаемости записывают в виде
tg а3 = (b2/b3) tg а2.(6.117)
Входной лопаточный угол рекомендуется выполнять в пределах а3л = &з + (1-нЗ) Значение поправки зависит от толщины профиля и числа лопаток. Она определяется из условия, что коэффициент
диффузорности косого среза при входе в ЛД на расчетном режиме должен находиться в пределах
пк. с з =尸зе/5А% Sin а3) = 1,08 ч- 1,15,(6.118)
где F* ——площадь всех входных сечений а3 (см. рис. 6.5) каналов ЛД; & ——угол потока по формуле (6.117). Наиболее эффективны ЛД, у которых 13° < &зл < 20°. Выходной лопаточный угол определяется по формуле
а4д = % + А%,(6.119)
厶勿 ^ 3° — угол отставания потока от лопаток; более точно его можно определить по формуле В. Ф. Риса [29] - ~‘
Да4 = 0,346 (а4л — а3л)///Д,(6.120)
I — длина хорды профиля лопатки; f — шаг решетки на среднем диаметре D — (D3 + Z)4)/2; а3д и а4л — в градусах.
Оптимальное число лопаток диффузора определяется по формуле, подобной (6.105)'
%з опт (^Д)опт 2эт sin otcp/ln (DjD》,(6.121)
где аСр = @зл + &4n)/2 и (///)опт = 2,0+2,5.
Число Маха при входе в ЛД оказывает влияние на его эффективность и не должно превышать Мс3 = 0,8+0,9. Увеличение Мс3 свыше 0,9 приводит к снижению КПД ступени.
Основной недостаток ЛД ——более короткая по расходу характеристика ступени. В центробежных компрессорах хладоновых холодильных машин ВНИИхолодмаш применяет комбинированные диффузоры, представляющие собой сочетание протяженного БЛД с £)з = 1,35—1,4 и расположенного за ним ЛД с О& = 1,6—1,7. Таким способом удается повысить КПД и получить протяженную по расходу характеристику компрессора. Применение регулируемых ЛД с поворотными лопатками позволяет получить очень широкий диапазон расходов и более высокий КПД.
Обратно-направляющий аппарат. Обратно-направляющий аппарат (ОНА) предназначен для подвода потока ко входному сечению колеса последующей ступени. Окружная составляющая скорости при входе из ОНА должна быть равна нулю q)6M 二 0, что соответ- вует а6 = 90°. Так как при входе в ОНА всегда имеется закрутка потока 屮5“ > 0, то входной лопаточный угол принимают a5n сс5, а выходные кромки располагают с учетом угла отставания потока от решетки под углом а6л 匸 а6 + Аа = 90° + (3十5)° (см. рис. 6.5). Между диффузором и входными кромками лопаток ОНА располагается участок радиально-кольцевого поворота 4—5. Влияние сжимаемости на поток в нем пренебрежимо мало, поэтому при определении угла а5 необходимо учитывать потери момента количества движения вследствие трения
tg &5 ^тр (64/65) tg а&,tg &5 ^тр (64/65) tg а&,(6.122)255(6.122)255
tg &5 ^тр (64/65) tg а&,
tg &5 ^тр (64/65) tg а&,
(6.122)
255
(6.122)
255
где %р = 1,3=1,7, причем большие значения следует принимать Для меньших б4, т. е. для более узких каналов. Оптимальные значения б5/б4 = 1,0-4-1,2. Отношение скоростей в ОНА выбирают в пределах ^_6 = фь/фв ^1,0н-1,05._Диаметры входа и выхода принимают равными。5 = £>4 и 方6 =方°，+ 2尸，где 方о, — безразмерный диаметр входа в последующую ступень; г ^= r!Dz — безразмерный радиус скругления наружного контура канала (см. рис. 6.5). Рекомендуется выбирать fib^ = 0,4+0,5. Ширина ОНА в выходном сечении определяется из уравнения расхода
仇口①仇外冗。6工6), (6.123)
где рб q Pi —— плспюсть вещества; с6 = 屮&〃2 ——скорость при выходе из ОНА. Число лопаток ОНА обычно находится в пределах 马=4 = 12十 18 и определяется по формуле, подобной (6.121), исходя из (///) = 2,1+22
Входные и выходные устройства. Входные устройства представляют собой патрубки, подводящие рабочее вещество к колесу. Выходные устройства центробежных компрессоров — это спиральные сборные камеры (улитки) или получившие распространение в последнее время кольцевые камеры постоянной площади сечения. Методы расчета входных и выходных устройств излагаются в специальной литературе [29, 35, 50].
Характеристики центробежных компрессоров и регулирование их работы. Характеристикой компрессора динамического действия называется зависимость его основных рабочих параметров (таких, как отношение давлений л = р』р、。внутреыня мощность М，политропный (или изоэнтропный) КПД %。口 (или %), коэффициенты эффективной работы W，теоретической работы 屮2n или мощности /) от параметра, характеризующего производительность компрессора при различных фиксированных значениях безразмерной окружной скорости.
Универсальная характеристика двухступенчатого холодильного центробежного компрессора в координатах п, г)пол, Д/* = f (MCiH.yt М〃)представляет собой семейство индивидуальных характеристик； каждая из которых получена при Ми 二 const (рис. 6.14, а). Индивидуальные характеристики получают при испытаниях компрессора на специальных стендах, изменяя про изв одптел ьность дросселированием на нагнетании с помощью специальной заслонки или вентиля. При максимальной производительности из-за больших потерь в проточной части значения отношений давлений и КПД невелики. С уменьшением производительности потери в проточной части сни- жаются. При этом л и КПД возрастают. Оптимальному режиму работы соответствуют наименьшие потери и максимальное значение КПД. Дальнейшее уменьшение производительности сопровождается снижением КПД. При минимальной или критической производительности наступает помпаж компрессора. Помпаж ——это автоколебательный процесс в системе компрессор—сеть, при котором давление нагнетания периодически резко снижается, а направление движения газа изменяется на обратное. При этом обычно слышны харак- 256
терные «хлопки». Положение критической точки 5 начала помпажа зависит не только от компрессора, но и от свойств сети: ее объема и частоты собственных колебаний находящегося в пей газа. Помпажу обычно предшествует вращающийся срыв в колесе или диффузоре. Работа компрессора в режиме помпажа недопустима, так как она сопровождается колебаниями ротора и может привести к аварии.
На поле кривых л = / (Мс11.у) наносятся линии постоянного КПД, наглядно показывающие область оптимальной работы ком-
Рис. 6.14. Характеристика холодильного центробежного компрессора: а — универсальная; б ——безразмерная; в — циклы холодильной машины при уменьшении .холодопроизводительности'Рис. 6.14. Характеристика холодильного центробежного компрессора: а — универсальная; б ——безразмерная; в — циклы холодильной машины при уменьшении .холодопроизводительности'
Рис. 6.14. Характеристика холодильного центробежного компрессора: а — универсальная; б ——безразмерная; в — циклы холодильной машины при уменьшении .холодопроизводительности'
Рис. 6.14. Характеристика холодильного центробежного компрессора: а — универсальная; б ——безразмерная; в — циклы холодильной машины при уменьшении .холодопроизводительности'
257257прессора, в которой лежит точка Л, соответствующая расчетному режиму работы. Характеристики отдельных ступеней часто строятся в координатах %,屮2〃，2, П”。门=/ (ф2Г) (рис. 6.14, б) и представляют собой экспериментальную основу при проектировании. Энергетические показатели центробежного компрессора в эксплуатации определяются как его характеристикой, так и сетью, на которую она работает. Для компрессора паровой холодильной машины сетью является система теплообменных аппаратов: испаритель, конденсатор и соединительные трубопроводы. Допустим, что при расчетном режиме совместная работа компрессора и сети определяется точкой А. Рассмотрим изменение режима работы, при котором холодопроизводительность уменьшается, а средние температуры источников остаются неизменными (рис. 6.14,8). Перепады температур 0И и 0К с уменьшением Qo (и массового расхода G) также будут уменьшаться.
257
257
П/р И. А. Сакуна
Это приведет к снижению давления конденсации и увеличению давления кипения. Отношение давлений л должно уменьшаться (кривая / на рис. 6.14, о). В нерегулируемом же компрессоре с уменьшением производительности в соответствии с характеристикой (Mw=l,2) л будет возрастать. Поэтому для обеспечения нормальной работы холодильных машин применяют различные способы регулирования центробежных компрессоров.
Регулирование перепуском или байпасированием, при котором сжатый газ со стороны нагнетания пере
ного компрессора при регулировании частотой вращения (а) к дросселированием иа всасывании б)ного компрессора при регулировании частотой вращения (а) к дросселированием иа всасывании б)пускается через дроссельное устройство на сторону всасывания. Энергетически это самый неэффективный из методов регулирования, однако он очень просто осуществляется и обладает неограниченной глубиной регулирования. Поэтому его, к сожалению, часто применяют в процессе эксплуатации холодильных машин.
ного компрессора при регулировании частотой вращения (а) к дросселированием иа всасывании б)
ного компрессора при регулировании частотой вращения (а) к дросселированием иа всасывании б)
Регулирование дросселированием н а н а- гнетании достигается за счет установки дроссельного устройства между компрессором и конденсатором. С его помощью можно уменьшить производительность только до точки 5, в которой наступает помпаж компрессора. Этот метод также энергетически невыгоден.
Регулирование из - менением частоты вращения (рис. 6.15, а) позволяет работать при достаточно высоких значениях КПД, но его возможности для характеристики сети 1 также невелики, так как произво
дительность может быть уменьшена только до точки В.
Регулирование дросселированием на всасывании (рис. 6.15, б) осуществляется с помощью дроссельного устройства, располагаемого перед входом в компрессор. По мере
прикрытия дросселя характеристики компрессора сдвигаются в сто
рону меньших расходов с одновременным уменьшением отношения давлений и КПД. Таким способом можно уменьшить производительность до точки Г. Энергетическая эффективность дросселирования на всасывании выше, чем дросселирования на нагнетании, но уступает
регулированию изменением частоты вращения.
Регулирование закруткой потока при входе в к о л е с о с помощью входного регулирующего аппа-
.рата (ВРА) получило широкое распространение в центробежных компрессорах паровых холодильных машин (рис. 6.16). Закрутка потока по вращению колеса на угол 8丄 > 0 вызывает появление по-
4242簟\簟\纷纷无2“无2“而^0,18W22426 z3 0340,36 мсн^而^0,18W22426 z3 0340,36 мсн^Рис. 6.17. Треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: • ' 'шая производительность; 6 — малаяРис. 6.17. Треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: • ' 'шая производительность; 6 — малая47
42
42
簟\
簟\
纷
纷
无
2“
无
2“
而^0,18W22426 z3 0340,36 мсн^
而^0,18W22426 z3 0340,36 мсн^
Рис. 6.17. Треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: • ' 'шая производительность; 6 — малая
Рис. 6.17. Треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: • ' 'шая производительность; 6 — малая
Рнс. 6.16. Характеристики ступени центробежных компрессоров при регулировании '• 'с помощью ВРАРнс. 6.16. Характеристики ступени центробежных компрессоров при регулировании '• 'с помощью ВРА
Рнс. 6.16. Характеристики ступени центробежных компрессоров при регулировании '• 'с помощью ВРА
Рнс. 6.16. Характеристики ступени центробежных компрессоров при регулировании '• 'с помощью ВРА
ложительной проекции скорости q на окружное направление с1и > О и значит ф1„ > 0 (рис. 6.17). При этом в соответствии с уравнениями (6.81), (6.83), (6.85) коэффициент мощности % теоретическая 厶 и внутренняя А удельные работы будут уменьшаться. Вследствие этого
уменьшится и отношение давлений в ступени. Это особенно заметно при высокой производительности (рис. 6.17, а), когда с1и достигает наибольших значений.
По мере снижения производительности (рис. 6.17, 6) величина проекции с1и > 0 становится меньше, поэтому параметры 尢 ％ и 厶 приближаются к своим значениям при отсутствии закрутки потока, когда I = 0. Вследствие этого характеристики ступени смещаются в сторону меньших значений производительности (см. рис. 6.16). Относительная скорость д, а значит и потери в колесе при положительной закрутке потока уменьшаются, поэтому при малых 0Х > > 0 КПД ступени может даже несколько увеличиваться по сравнению с КПД при 8丄=0. При больших % из-за потерь в ВРА КПД ступени уменьшается.
Закрутка потока против вращения на угол 81Vo вызывает появление отрицательных с1и < 0 и (р1и < 0. Вследствие этого %, % и 厶 увеличиваются. Так как при этом относительная скорость^ тоже увеличивается (рис. 6.17, а), а с нею возрастают и псп ери в колесе, то КПД ступени снижается. Регулирование с помощью ВРА позволяет уменьшить производительность компрессора до точки Д (рис. 6.14, а), что соответствует уменьшению производительности до 40——45 % от номинальной. Важно отметить, что при регулировании с помощью ВРА отношение давлений с уменьшением производительности также уменьшается (см. рис. 6.16), поэтому этот способ благоприятен для характеристики сети 1. ВРА устанавливаются почти на все отечественные холодильные центробежные компрессоры.
Рег у л и р о в а н ие поворотом лопаток диффузора позволяет уменьшить производительность ступеней до 5——10 % от номинальной. На рис. 6.18 представлены характеристики центробежной ступени при углах установки лопаток диффузора аз」=20+5°, причем в принципе возможно дальнейшее уменьше-： ние а3л до 2——3°. Максимальный КПД ступени при уменьшении ссзл снижается в основном за счет увеличения потерь в колесе при его работе с большими углами натекания на лопатки. При очень малых углах &□ (а3л = 5 —8°) потери в лопаточном диффузоре также - несколько возрастают. Отношение давлений в ступени при регулировании поворотом лопаток диффузора зависит от величины лопаточного угла 82л* При В?л = 15 4-45° с уменьшением сс3л отношение давлений возрастает. Это объясняется тем, что коэффициент теоретической работы <р2и таких колес увеличивается с уменьшением коэффициента расхода <р2r (рис. 6.9). При 82л = 60° отношение давлений примерно постоянно, так как небольшой для такого ^2л рост(р2и с уменьшением расхода компенсируется увеличением потерь в колесе и диффузоре при малых ос4л. При ^2л = 90° по той же причине отношение давлений падает при уменьшении азл. При работе на сеть с характеристикой /, вдоль которой л с уменьшением производительности снижается, КПД ступени с колесом 82л = 45° (рис. 6.18) будет близок к максимальному только при больших азл (ос3л = =14 4-20°). С уменьшением а3л КПД в точке совместной работы ступени и сети будет ниже максимального. Из сопоставления харак-
теристик, приведенный на рис. 6.16 и 6.18, видно, что вследствие этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА# и той же ступени, регулируемой поворотом лопаток диффузора, при работе на сеть с характеристикой / будет примерно одинаковым, несмотря на то, что кгаксимальные КПД у ступени с ЛД на 2—4 % выше, чем у ступени с БЛД. Это показывает, что сравнение эффективности различных способов регулирования производительности возможно только при совместном рассмотрении характеристик компрессора и сети, на которую он работает.
Рис. 6.18. Характеристики ступени центробежного компрессора при регулировании поворотом лопаток диффузора
Комбинированное регулирование производительности позволяет получить наилучшие показатели компрессора при работе на сеть с заданной характеристикой. Так, если одновременно с уменьшением угла а3л (рис. 6.18)снижать частоту вращения ротора, то можно обеспечить работу ступени на сеть / с максимальным КПД. Необходимое для этого уменьшение частоты вращения находится в пределах 5——10 % от номинальной. При малых &江 максимальный КПД ступени может быть дополнительно увеличен, если с помощью ВРА закрутить поток в направлении вращения колеса. При этом возрастает угол ^ на входе в колесо (см. рис, 6.17), уменьшается угол натекания на лопатки ii = Bl】 —— 卩丄 и, следовательно, потери в колесе. Такое комбинированное регулирование позволяет получить более высокие значения КПД (на 5—
%) при наибольшей глубине изменения производительности и является перспективным для центробежных компрессоров холодильных машин.
При эксплуатации холодильных машин часто возникают колебания температуры окружающей среды, например сезонные, и связанные с ней температуры и давления конденсации. Если при этом необходимо поддерживать постоянными температуру кипения и холодопроизводительность, то с уменьшением давления конденсации отношение давлений л и массовая производительность G будут уменьшаться, так как удельная холодопроизводительность будет возрастать (см. рис. 6.14, & где gj =厶一i^ 〉例=厶一〃)• В результате характеристика сети представится линией 2 (см. рис. 6.14, а—— 6,16, 6Л8).
Как видно из рассмотренных примеров, область, в которой могут лежать характеристики сети холодильных машин, при одновременном изменении холодопроизводительности и температуры конденсации располагается левее линии 2 (см. рис. 6.14, а) и весьма обширна. Поэтому применение наиболее эффективных способов регулирования приобретает особое значение, так как позволит значительно повысить КПД компрессора при его работе на сеть.
Расчет парового холодильного центробежного компрессора. По заданным температурам теплоносителя при входе Т§] и выходе Т§2 из испарителя определяется температура кипения рабочего вещества ^о«(Л1 + ^2)/2-еи.(6.124)
По заданным температурам окружающей воды (или воздуха для воздушных конденсаторов) при входе TW1 и выходе 丁①？ находятся температура конденсации рабочего вещества'
7^(7四 + 7易/2 + %(6.125)
В этих формулах температурный напор принимается таким: ви = 5+7 К для водяных и 0К == 7+12 К для воздушных конденсаторов. Перегрев пара при входе в центробежный компрессор обычно невелик (А7\ = Зн-5 К), температура пара при входе равна
TH = TQ + ^u^Tl(6.126)
Полученных данных достаточно для того, чтобы построить цикл холодильной машины.
Цикл с однократным дросселированием представлен на рис. 6.19, а. Давление при входе в компрессор рн меньше давления кипения из-за гидравлических потерь в испарителе и трубопроводе. Это можно учесть приближенно, приняв, что рн равно давлению насыщения при температуре на 1——2° более низкой, чем Т『По той же причине конечное давление рк при выходе из компрессора будет выше, чем давление конденсации ркд. Оно находится аналогично. Выходной лопаточный угол колес принимается заранее и по рис. 6.11 оценивается значение политропного КПД. Изоэйтроп- ный КПД определяется по формуле (6.49), в которой л —"耳/夕口， а 々у находится из (6.35). Действительный перепад энтальпий в ком-
прессоре определяется из (6.48): 厶一iH =(義一％)/%• После этого по формулам (6.33) и (6.34) уточняется значение fey.
Определение числа ступеней проводится с учетом ограничений, определяемых требованиями газодинамики и прочности дисков рабочих колес. По условиям газодинамики холодильные центробежные компрессоры с радиальными колесами могут эффективно работать при М〃 w 1,1 4-1,4, причем меньшим р2л (р2Л = 15+32°) соответ
ствуют большие Mu (М瞋《1,2+1,4), а большим р2л (卩2〃 = 45 + +90) — меньшие Mu (Mu < 1,1 —1,2). По условиям прочности дисков окружная скорость на наружном диаметре колеса для стальных или алюминиевых колес должна быть 〃2 < 300+350 м/с, а для колес из титановых сплавов 〃2《400 4-450 м/с. Поэтому сначала принимают число М〃 для первой ступени, по формуле (6.67) определяют скорость звука в точке н и затем находят окружную скорость 〃？= 0 血〃〃^. Для высокомолекулярных рабочих веществ с низкой скоростью звука —— хладонов—обычно и2 < 200 м/с, для низкомолекулярных рабочих веществ с высокой скоростью звука (аммиака, пропана), получаемая из условий газодинамики окружная ско-
рость часто превышает допустимую по условиям прочности. В этом случае 〃？ снижается до допустимых значений и рабочее число Мц становится меньше. Число ступеней определяется из выражения
2ст = «к - &)/(%通，(6.127)
где х — коэффициент мощности, определяемый по формуле (6.82), т. е. без учета закрутки потока при входе в колесо. Величины (1 +' + Рпр + ₽тР) и 屮2и, входящие в формулу (6.82), определяются по графикам рис. 6.11 или рассчитываются по формулам (6.91), (6.93) и (6.75).-
Выражение (6.127) справедливо в том случае, когда все колеса имеют одинаковую геометрию и работают при одних и тех же коэффициентах расхода и теоретической работы. Это соответствует требованиям унификации дисков колес, которые отличаются только： шириной. Если приходится применять колеса одинакового диаметра, | но с разными 02л，то необходимо пользоваться зависимостью
Х君%/ = & 一 厶)/或(6.128)
решить которую относительно гст можно методом последовательных приближений. Полученное значение zCT округляется до наибольшего целого числа, после чего численное значение окружной скорости уточняется с помощью выражений:
"2 == / (»к —，h)/(ZctX)ИЛИ 〃2 = М(2к — %) / 工闿炉I
По заданной холодопроизводительности определяется массовая I производительность центробежного компрессораi
G = Q()/(，6 — %5),(6.129)
которая в цикле с однократным дросселированием будет одинаковой j для всех ступеней.
Процесс сжатия н——к в компрессоре полагается политропным. Лнння процесса строится по точкам, положение которых определяется расчетом. По формуле (6.41) находится теплоемкость поли- тропного процесса，眩门 Для всего компрессора по известным температурам и энтропиям в точках н и к. Затем, задавшись несколькими значениями температур「в промежуточных точках, взятых произвольно, определяют их энтропии §г из выражения'
S尸 $н + &оп1п(П/Тн)「(6.130)
/ Точки наносятся на поле диаграммы состояния и соединяются плавной линией.
Другой способ построения линии процесса основан на примене- нии зависимости (6.45). По заданному т]пол определяют условный показатель политропы йз выражения (6.47) и затем, задавая давления в произвольных промежуточных точках, находят плотности по формуле
Pi = Рн (а/"нУ*У・(6.131)
У многоступениатого односекционного центробежного, компрессора, не имеющего промежуточного охлаждения или подсоса пара, 264
параметры пара при выходе из предыдущей ступени и входе в после* дующую одинаковы, т. е.
^/ = ^н /4-1 и 唸=川/—ь(6.132)
здесь и в дальнейшем j ——номер ступени.
Энтальпия пара между ступенями определяется для такого компрессора из соотношения
^к/ = ^н /4-1 = i； + 1] (li)n = ^н + jj Xnu2> (6.133) П=1Л—1
где (%)n — Внутренняя работа n-й ступени, (1^п =咒门—弟献 ％吊— коэффициент мощности n-й ступени.
Для определения размеров рабочих колес необходимо знать безразмерные плотности 瓦2/ — Р2//Рн/ и k^j = ро/Рн/. Плотность пара при выходе из колес p2j определяется по диаграмме состояния. Положение точек 2/ находится по перепаду энтальпий, определяемому с помощью коэффициента реактивности Q(H*-2)/ (6.95)
^2/ =由 +С(н*-2) / (% = i；/ +^(и*-2)/Х/^2；(6.134)
为/ = i； + £ (Мп + Q(h*-2)/ &)八(6・135)
При расчете с помощью формул (6.134), (6.135) сделано допущение, что параметры торможения в точках Н)и /9 можно считать примерно равными статическим параметрам из-за малости скоростей пара в этих сечениях. Плотности пара в сечениях 0 и 1 с приемлемой точностью можно определить, полагая процессы н——0 и 0——1 изоэн- тропными. Для этого определяется /о = /н 一 с^/2 и находится положение точки 0 на пересечении линий(0 = const и sH = const. После этого определяется р0. При kc = 1,0+1,1 допустимо считать p】Q р0-
Аналитический способ определения плотностей основан на использовании метода условных температур. Для этого необязательно строить линию политропного процесса сжатия. Энтальпия торможения в точке к, для которой уже известна условная температура, определяется по формуле
诺=OsR?7h・ 一(6.136)
По величине она может отличаться от энтальпии, взятой из диаграмм или таблиц на величину постоянной энтальпии, которая для разных таблиц или диаграмм может быть различной. Важно, что разности энтальпий, вычисленных по формуле (6.136) и найденных из таблиц или диаграмм, будут одинаковы. Это обеспечивается при определении условного показателя изоэнтропы по зависимостям (6.33)—(6.35). ‘Условные температуры в точках 2/ находятся после определения энтальпий 切 по формулам (6.134) и (6.135)
Ту2. = i2j/(GsR)..(6.137)
После этого по уравнению политропы определяются плотности
'Р2尸 Р；/(7у2"7у.н/)1/(”уТ)・(6.138)
265
Плотности p()j определяются аналогично
力уо/ = Ту. н / — с金/(2o§R);(6.139)
Ро/ = Рн/(TyQj/Ty； в J 準у 上(6.140)
Необходимо отметить, что величину 尼如/ требуется знать для нахождения D^ по формуле (6. 102), т. е. раньше, чем известна скорость с0- Поэтому сначала принимается, что ^0/ = 0,96 4-0,99, причем большим скоростям соответствуют меньшие ^0；, а затем скорости с0/ находятся из уравнения расхода
他=G/(p；也吨г0力，(6.141)
где 尸о,—— площадь входного сечения колеса, %, = 0,25зт (。翁 一而力. После этого определяются плотности р0/ из уравнений (6,140)., а затем уточняются принятые значения 々如八
Цикл с двукратным дросселированием (рис. 6.19, 6) рассчитывается в два этапа. Сначала строится цикл с однократным дросселированием и по выбранной геометрии рабочих колес определяется число ступеней. Затем ступени группируются в секции. Если холодильная машина имеет несколько испарителей с разными температурами кипения, то границы секций определяются давлениями насыщения в них.
Давление нагнетания первой секции и всасывания второй будет ниже, чем р0 и, на величину гидравлических потерь. Массовые расходы вещества через оба испарителя определяются по формулам:
G^ / = Qo//& — %б)； q 〃 = Qo 〃/(向 ~ %)•(6.142)
Лессовая производительность первой секции компрессора равна расходу вещества через первый испаритель
G/ = Gr/・
Массовая производительность второй секции определяется из уравнения материального баланса
Gu = (GH/ + GH п)/(1 ■—х),(6.143)
где х = & —力6)/(力8 —力6)— степень сухости влажного пар% образовавшегося после первого дросселирования.
Параметры пара при всасывании второй секции в точке ни определяются из уравнения теплового баланса с учетом смешения пара, выходящего из первой секции с насыщенным паром, образовавшимся после дросселирования и во втором испарителе
.%н〃 = $8 (х + GH 〃/G〃) + ^KiGni/Gu.(6.144)
После того как точка нп найдена, определяют новое положение ToqKHjc〃. Геометрия колеса (или колес, если их несколько) и КПД второй секции уже известны из первого этапа расчета. Поэтому необходимо уточнить давление нагнетания рк и = рк и найти
новое положение точки кя・ Повышение энтальпии вещества во второй секции равно пп
—友〃 =£(%• = £ 左届，(6.145)
где и ——число ступеней во второй секции. Изоэнтропный перепад энтальпий определяется из (6.48)△「〃§ = 厶〃§ — %〃 =
=(&〃 一 ％〃)％, 「де Jis рассчитывается по (6.49), а 冗〃= =Рк〃/"н〃・ Из точки нп проводится линия s = const и на ней находится точка к〃§, которая определит уточненное давление нагнетания "к〃 = рк. Оно будет несколько выше давления рк, принятого на первом этапе расчета, так как после учета смешения по (6.144) температура и, значит, скорость звука в точке ни снизились. При неизменной окружной скорости и2 это соответствует переходу на более высокое значение М“, при котором зт〃 будет выше. Обычно это превышение незначительно и может быть скомпенсировано выбором меньшей разности давлений рк ——ркд на первом этапе расчета. Положение точек 2〃 определяющих состояние пара при выходе из колес в пределах каждой секции, находится так же, как и для цикла с однократным дросселированием. При расчете цикла с двукратным дросселированием и одним испарителем в формулах (6.142)—(6.144) нужно положить Q()// = 0, би// = 0. После расчета циклов и опре； деления параметров пара при входе и выходе из колеса каждой ступени проводится расчет геометрических размеров рабочих колес диффузоров и других неподвижных элементов проточной части рассмотренными ранее методами. В соответствии с требованиями унификации в пределах одного корпуса все колеса и покрывающие диски выполняют, как правило, одинаковых диаметров D2 и D^ а изменение площади Fo от колеса к колесу осуществляется за счет увеличения диаметра втулки d0.
Конструкции холодильных центробежных компрессоров. Пропановый четырехступенчатый компрессор ТКП-435 (рис. 6.20) разработан во ВНИИхолодмаше и изготавливается на Казанском компрессорном заводе (ККЗ). Корпус / литой с горизонтальным разъемом. Компрессор выполнен двухсекционным, поэтому в нижней половине корпуса имеются два всасывающих и два нагнетательных патрубка. Ротор 5 вращается в подшипниках скольжения: опорно-упорном 2 и опорном 9. Рабочие колеса 4 радиального типа, закрытые с загнутыми назад лопатками р2л < 90°. Диффузоры 7 — безлопаточные. Секции расположены оппозитно, так что всасывающие отверстия колес каждой секции направлены в противоположные стороны. Это позволяет уменьшить осевые силы, передаваемые на опорно-упорный подшипник, и избежать применения разгрузочного поршня. Перед входом в каждую секцию установлен входной регулирующий аппарат (ВРА)З. Неподвижные элементы проточной части ——диффузоры— и обратные направляющие аппараты расположены в пакетах диафрагм 6. Диафрагмы литые и тоже имеют горизонтальный разъем. В центральных частях диафрагм, прилегающих к валу и покрывающим дискам колес, устанавливаются лабиринтные уплотнения.
2 6 00
6.20. Пропановый центробежный компрессор ТКП-435
Рис. 6.21. Хладоновый центробежный компрессор со встроенным мультипликатором
2 6 9
Сборные выходные камеры ——улитки 8 — выполнены непосредственно в отливке корпуса. Торцовое уплотнение 10 препятствует утечке хладагента в атмосферу. Масляная система компрессора герметичная, так как масло находится в контакте с хладагентом.
Хладоновый двухступенчатый компрессор для водоохлаждающей холодильной машины тоже разработан во ВНИИхолодмаше и изготавливается на ККЗ (рис. 6.21). Особенностью его конструкции является неразъемный корпус 13 цилиндрической формы, в котором осевой сборкой размещаются детали компрессора. Внутренние полости диафрагм 9—11 образуют проточную часть компрессора. Ротор 8 вращается в опорно-упорном 7 и опорном 12 подшипниках скольжения. На роторе располагаются разгрузочный поршень —— думмис 6 и рабочие колеса 5 закрытого типа с лопатками, загнутыми назад. Для обеспечения осевой сборки компрессора рабочее колесо первой ступени установлено на шлицах. Перед первой ступенью расположен входной регулирующий аппарат 4. Диффузоры ——без- лопаточные. Промежуточный подсос пара во вторую ступень осуществляется через специальный патрубок корпуса и внутреннюю полость диафрагмы /0, соединенную отверстиями с выходным участком ОНА первой степени. Мультипликатор 3 ——встроенный планетарного типа с заторможенным корпусом сателлитов 2. Коронная шестерня / соединена с тихоходным валом, а центральная шестерня 15 —— с ротором компрессора. Торцовое уплотнение 14 расположено на тихоходном валу, что увеличивает надежность его работы.
Преимуществом такой конструкции компрессора является повышение качества сборки, так как центровка деталей обеспечивается «технологически» за счет обработки соосных цилиндрических поверхностей деталей за одну установку. Применение встроенного мультипликатора позволило уменьшить металлоемкость и габаритные размеры компрессора.
§ 63 Осевые компрессоры
Осевой компрессор (рис. 6.22) состоит из входного устройства 7, с помощью которого газ подводится к входному направляющему аппарату (ВНА) 2. ВНА придает потоку необходимое направление движения, после чего он поступает на рабочее колесо (РК) 5. От лопаток РК к газу подводится механическая энергия, вследствие чего его давление возрастает. В ступенях с коэффициентом реактивности Q < 1 скорость газа в РК также увеличивается, а при Q = 1 она остается практически постоянной по величине, изменяясь только по направлению. Из РК газ поступает в направляющий аппарат (НА) 4, в котором происходит изменение направления движения потока. В ступенях с Q < 1 в НА также происходит уменьшение скорости и повышение давления, а при Q = 1 скорость в НА изменяется только по направлению. При выходе из последней ступени газ проходит спрямляющий аппарат (СА) 5, который придает выходной скорости осевое направление. Обычно СА выполняют сов-
мещенным с НА последней ступени. Из СА сжатый газ поступает в выходное устройство 6.
центробежного компрессора. Поэтомуцентробежного компрессора. ПоэтомуСтупенью осевого компрессора принято считать РК и расположенные за ним НА (рис, 6.23, а). Элементарной ступенью осевого компрессора называют ступень, расположенную между двумя соосными цилиндрическими поверхностями, радиусов г и г + dr. Развертка одной из этих поверхностей на плоскость и треугольники скоростей для двух ступеней с различным коэффициентом реактивности представлены на рис. 6.23, 6, в. Видно, что РК и НА представляют собой лопаточные решетки, составленные из аэродинамических профилей, установленных под определенными углами- Решетка РК движется относительно решетки НА со скоростью и.
центробежного компрессора. Поэтому
центробежного компрессора. Поэтому
Углы установки профилей выбираются такими, чтобы вход потока в решетку был безударным и сопровождался наименьшими потерями.
Работа, подведенная к РК, может быть найдена из ， формулы (6.10) с учетом того, ЧТО W2 = иг = U
/ = 0,5 (所一陡)+ 0,5 X
X佃一4)；
она меньше работы ступени , число ступеней осевого компрессора всегда больше числа ступеней центробежного при тех же параметрах. Отсутствие поворотов газа в радиальной плоскости и связанных с ними потерь позволяет получить более высокие КПД осевых компрессоров 刀之=0,84 4-0,89 по сравнению с центробежными. Из (6.9) для РК элементарной ступени ， осевого компрессора можно записать
2
Judp= 0,5(明一吗)一储
/ '1
Из (6.19) для РК находим уравнение
友一公=0,5 (呜一喝).
Для НА подобные уравнения имеют вид
з
V dp = 0,5(С2 — с?) 一 lr 2—3；
(6.146)(6.146)1力一为=0,5微一с?・'
(6.146)
(6.146)
(6.147)271(6.147)271Уравнения моментов количества движения найдем из (6.58) */=== 4
(6.147)
271
(6.147)
271
Для ступени в целом можно записатьДля ступени в целом можно записать(&14&(&14&ии历历ии7/〃"к7/〃"кW、W "4W、W "43/ = 〃(С2и — Cl a) = J U 如 + 0,5 (сз — Cl)3/ = 〃(С2и — Cl a) = J U 如 + 0,5 (сз — Cl)Z =第一厶+ 0,5 (后一d).Z =第一厶+ 0,5 (后一d).Рн& 6.23. Ступень осевого компрессора: а — схема ступени; б — ctv- пень ° &-2 — 0,5; в — ступень с Qj = 1QРн& 6.23. Ступень осевого компрессора: а — схема ступени; б — ctv- пень ° &-2 — 0,5; в — ступень с Qj = 1QРК 工 НАРК 工 НА0% I Q?0% I Q?W产Cz；丝=行W产Cz；丝=行g尸2寸？6丿 W?g尸2寸？6丿 W?
Для ступени в целом можно записать
Для ступени в целом можно записать
(&14&
(&14&
и
и
历
历
и
и
7/〃"к
7/〃"к
W、W "4
W、W "4
3
/ = 〃(С2и — Cl a) = J U 如 + 0,5 (сз — Cl)
3
/ = 〃(С2и — Cl a) = J U 如 + 0,5 (сз — Cl)
Z =第一厶+ 0,5 (后一d).
Z =第一厶+ 0,5 (后一d).
Рн& 6.23. Ступень осевого компрессора: а — схема ступени; б — ctv- пень ° &-2 — 0,5; в — ступень с Qj = 1Q
Рн& 6.23. Ступень осевого компрессора: а — схема ступени; б — ctv- пень ° &-2 — 0,5; в — ступень с Qj = 1Q
РК 工 НА
РК 工 НА
0
% I Q?
0
% I Q?
W产Cz；丝=行
W产Cz；丝=行
g尸2寸？
6丿 W?
g尸2寸？
6丿 W?
Из (6.146) видно, что jj = Zt Тогда (6.148) можно переписать так: ，=ij —讨=Z*2 — i：.
Энтальпия торможения в относительном движении определяется выражением, подобным (6.23)产
r = i + 淤/2.
Из (6.20) следует, что для сечений при входе и выходе из РК i* — t； = 0,5 (戒一"；) •
Значит для элементарной ступени осевого компрессора, у которой и2 = 〃1 = 〃, энтальпия торможения в относительном движении постоянна по длине канала РК：
z* = ^2 = i* — const.
Безразмерные параметры осевого компрессора^ Характерным геометрическим размером для ступени осевого компрессора считается наружный диаметр Dn (рис. 6.23, а), характерной скоростью ——. окружная скорость ин на диаметре 0fl. Для элементарной ступени характерным считаются диаметр D и соответствующая ему окружная скорость 〃.
Безразмерные скорости, условный коэффициент расхода, местные и условные числа Маха определяются по формулам, аналогичным (6.61)—(6.64) и (6.66)—(6.70), в которых вместо и2 записывается и ИЛИ 〃н・
Коэффициент расхода определяется по осевой (расходной) составляющей скорости. Для элементарной ступени
Фг = cz!u
в общем случае изменяется по радиусу, поэтому для ступени в целом используют коэффициент расхода
屮 zy = Clzy/〃H・
Условная осевая скорость определяется по плотности торможения при входе в ступень
Say = 4G/[p；jT (021 一0統)].
Связь между условными коэффициентами расхода устанавливается зависимостью
Ф= фгу (1 — V1),
где V = DrJDr — относительный диаметр втулки.
Коэффициенты теоретической и изоэнтропной работ элементарной ступени
屮т -— 〃"2； 屮$ —厶/"2 — У]в屮т・
Для ступени в целом'_
屮T = 〃成；中S =厶/"而=小中1
Коэффициент реактивности элементарной ступени осевого компрессора определяется так же, как и центробежной 、
Q»2 — (，2 — ^1 )/(^2 — %；) = 1 — (W — с；)/(22)=
=1 ■(風 Н~ ^z —鬲—С1г)/(2/).
' При Rz = r? =”G，если учесть (6.147), найдем из треугольников скоростей (см. рис. 6.21, 6, б)
0一 - 1 —(廓一e:")/(2/) = 1 - (3 +ё1")/2"=
= 1—0,5 (ctg a2 + ctg %)恥.
Из треугольников скоростей (см. рис. 6.23, б, б) видно, что &〃 =〃——& ctg Pi и c2u = u —叁 ctg p2- С учетом этих соотношений
Qj = 0,5 (ctg pj + ctg p2) %
В компрессоростроении получили распространение осевые ступени с коэффициентами реактивности 0,5 < %一岂 < 1,0. Анализ геометрии решеток РК и НА и треугольников скоростей показывает, что у ступени с Q^ = 0,5 уменьшение скорости н значит повышен» давления происходит в РК и НА в равной степени. У ступени《 ◎1_2 = 1,0в НА скорость остается постоянной по величине, изменяясз лишь по направлению, поэтому давление в НА практически и< изменяется. Уменьшение относительной скорости и повышение давления происходит только в РК.
Ступени с *1—2 ~ 0,5 при одних и тех же 〃 имеют много меньшие относительные скорости д, чем ступени с Q『2 = 1,0. Из-за этого уровень чисел M^】у них ниже. Превышение M^j свыше некоторого Мкр — 0,9-4-0,95 приводит к ухудшению характеристик ступени. При одинаковых Мнр ступень с Q^ — 0,5 будет иметь значительно большие % и удельные работы. Поэтому ступени с &一2 = = 0,5 позволяют получить большие отношения давлений, чем ступени с Qi—? = 1,0. Недостатком ступеней с С『2 = 0,5 является крутая характеристика и более узкий диапазон работы, чем у ступеней с Q]-2 = 1,0. Значения КПД при оптимальных режимах работы у ступеней с Q>2 = 0,5 и 1,0 практически одинаковы и могут достигать % = 0,92+0,95. В стационарных осевых компрессорах применяются ступени с Qi-2 = 0,5+0,75, в транспортных, в том числе авнационных, — ступени с 0一20,5.
Регулирование осевых компрессоров может проводиться теми же методами, что и центробежных. Перспективным методом регулирования является поворот лопаток НА, который эквивалентен комбинированному регулированию центробежной ступени одновременным поворотом лопаток ВРА и ЛД.
Расчет осевого компрессора. В настоящее время существует несколько методов расчета, из которых наибольшее распространение получили два метода. Метод плоских решеток, или метод ЦИАМ [48], основывается на использовании экспериментальных данных, полученных при продувке плоских неподвижных решеток профилей ； на специальных аэродинамических стендах. Метод модельных сту-； пеней, или метод ЦКТИ [12 ], основан на использовании экспери- * ментальных характеристик модельных ступеней, отработанных на специальных стендах.
Исходными данными для расчета являются данные о сжимаемом веществе, параметры торможения при входе в компрессор р^ Т；* 274
давление торможения при выходе из компрессора р^ и секционная массовая производительность G. Из атласа характеристик [121 выбирается тип модельной ступени, на основании которой будет создаваться компрессор. Допустим, что выбрана ступень ЦКТИ К-50-1 с Qj2 — 0,5 (рис. 6.24). Определяются значения M[t и условный коэффициент расхода первой ступени фгу1} который следует выбирать в точке максимума КПД или вблизи нее на правой ветви характеристики. Оптимальным режимам работы соответствуют ф2у1 = = 0,44-0,5. Скорость потока при входе в лопаточный аппарат компрессора/ = ^нф^у!,давление торможения при выходе из компрессора р^ и секционная массовая производительность G. Из атласа характеристик [121 выбирается тип модельной ступени, на основании которой будет создаваться компрессор. Допустим, что выбрана ступень ЦКТИ К-50-1 с Qj2 — 0,5 (рис. 6.24). Определяются значения M[t и условный коэффициент расхода первой ступени фгу1} который следует выбирать в точке максимума КПД или вблизи нее на правой ветви характеристики. Оптимальным режимам работы соответствуют ф2у1 = = 0,44-0,5. Скорость потока при входе в лопаточный аппарат компрессора/ = ^нф^у!,где 〃н = 〃hi = Мкои — окружная скорость на наружном диаметре первой ступени.Коэффициент изоэнтропности процесса во входном устройстве, течение в котором конфузорно, т. е； проходит с увеличением скорости, принимается в пределахZbx =仇/%х =。,90 4- 0,95.Температура и плотность газа при выходе из конфузора北= Т； — 0,5с：/(о/);P； = P： = (北/北)％х-】，(6.149) где число политропы во входном конфузоре&ВХ ^^ ^вх/(^вх ~~ 1) == 6/ZbX*где 〃н = 〃hi = Мкои — окружная скорость на наружном диаметре первой ступени.Коэффициент изоэнтропности процесса во входном устройстве, течение в котором конфузорно, т. е； проходит с увеличением скорости, принимается в пределахZbx =仇/%х =。,90 4- 0,95.Температура и плотность газа при выходе из конфузора北= Т； — 0,5с：/(о/);P； = P： = (北/北)％х-】，(6.149) где число политропы во входном конфузоре&ВХ ^^ ^вх/(^вх ~~ 1) == 6/ZbX*”5”5以。以。qsqsв壬BUSQUв壬BUSQU"'夕必46\^^=0^0^ Z砂I"'夕必46\^^=0^0^ Z砂IDXOUWQU 口bNMDeDXOUWQU 口bNMDe/爲，/爲，e5夕2g a6e5夕2g a6Рис. 6.24. Характеристики модельной ступени осевого компрессораРис. 6.24. Характеристики модельной ступени осевого компрессора
давление торможения при выходе из компрессора р^ и секционная массовая производительность G. Из атласа характеристик [121 выбирается тип модельной ступени, на основании которой будет создаваться компрессор. Допустим, что выбрана ступень ЦКТИ К-50-1 с Qj2 — 0,5 (рис. 6.24). Определяются значения M[t и условный коэффициент расхода первой ступени фгу1} который следует выбирать в точке максимума КПД или вблизи нее на правой ветви характеристики. Оптимальным режимам работы соответствуют ф2у1 = = 0,44-0,5. Скорость потока при входе в лопаточный аппарат компрессора
/ = ^нф^у!,
давление торможения при выходе из компрессора р^ и секционная массовая производительность G. Из атласа характеристик [121 выбирается тип модельной ступени, на основании которой будет создаваться компрессор. Допустим, что выбрана ступень ЦКТИ К-50-1 с Qj2 — 0,5 (рис. 6.24). Определяются значения M[t и условный коэффициент расхода первой ступени фгу1} который следует выбирать в точке максимума КПД или вблизи нее на правой ветви характеристики. Оптимальным режимам работы соответствуют ф2у1 = = 0,44-0,5. Скорость потока при входе в лопаточный аппарат компрессора
/ = ^нф^у!,
где 〃н = 〃hi = Мкои — окружная скорость на наружном диаметре первой ступени.
Коэффициент изоэнтропности процесса во входном устройстве, течение в котором конфузорно, т. е； проходит с увеличением скорости, принимается в пределах
Zbx =仇/%х =。,90 4- 0,95.
Температура и плотность газа при выходе из конфузора
北= Т； — 0,5с：/(о/);
P； = P： = (北/北)％х-】，(6.149) где число политропы во входном конфузоре
&ВХ ^^ ^вх/(^вх ~~ 1) == 6/ZbX*
где 〃н = 〃hi = Мкои — окружная скорость на наружном диаметре первой ступени.
Коэффициент изоэнтропности процесса во входном устройстве, течение в котором конфузорно, т. е； проходит с увеличением скорости, принимается в пределах
Zbx =仇/%х =。,90 4- 0,95.
Температура и плотность газа при выходе из конфузора
北= Т； — 0,5с：/(о/);
P； = P： = (北/北)％х-】，(6.149) где число политропы во входном конфузоре
&ВХ ^^ ^вх/(^вх ~~ 1) == 6/ZbX*
”5
”5
以。
以。
qs
qs
в壬BUSQU
в壬BUSQU
"'夕必46
\^^=0^0^ Z砂I
"'夕必46
\^^=0^0^ Z砂I
DXOUWQU 口bNMDe
DXOUWQU 口bNMDe
/爲，
/爲，
e5夕2g a6
e5夕2g a6
Рис. 6.24. Характеристики модельной ступени осевого компрессора
Рис. 6.24. Характеристики модельной ступени осевого компрессора
(6.150)(6.150)Давление торможения при выходе из конфузора 加=内^(7”力%.
(6.150)
(6.150)
Наружный диаметр РК первой ступени
51 = /4О/[лрнСн (! — vi)l，
где Vi = DBT1/£>H1 ——относительный диаметр втулки, Vi ^ 0,5 4-0,6.
Высота лопатки первой ступени 厶=0,5Dhi (1 — V!).(6.151)
Условный коэффициент расхода может быть одинаковым для всех ступеней ф2у/- = const либо линейно уменьшается так, что
У 薔У1,1&屮zyn
Скорость газа при выходе из лопаточного аппарата компрессора Ск ―屮^门"％ Коэффициент изоэнтропности процесса в выходном 275
устройстве, течение^ в котором диффузорнб, а скорость —— уменьшается, принимается в пределах
Zbhx == OrHk/S === "6 + 0,7.
Число политропы в выходном диффузоре .
、^ьых ^^^в^иых-
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения предварительно принимается в пределах п*$ = 0,84+0,88. Температура и плотность торможения при выходе из компрессораИзоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения предварительно принимается в пределах п*$ = 0,84+0,88. Температура и плотность торможения при выходе из компрессора叮叮=0,84 4-0,88. Темпе-=0,84 4-0,88. Темпе-找=北口 + (n*1^-1)/П*]; p* =区/依7)找=北口 + (n*1^-1)/П*]; p* =区/依7)Рис. 6.25. Типы проточнойРис. 6.25. Типы проточнойпенчатого осевогопенчатого осевогочасти многосту-части многосту-компрессоракомпрессорагде л* =0/р； — отношение / давлений торможения в компрессоре. Остальные параметры при выходе из лопаточного аппарата компрессора определяются по формулам типа (6.149) и (6.150):北=资一0,5威/(6/?);Рк = р^ (ТбП%^-；笳=R7d 窜/Г)%.В современных осевыхгде л* =0/р； — отношение / давлений торможения в компрессоре. Остальные параметры при выходе из лопаточного аппарата компрессора определяются по формулам типа (6.149) и (6.150):北=资一0,5威/(6/?);Рк = р^ (ТбП%^-；笳=R7d 窜/Г)%.В современных осевыхкомпрессорах применяются проточные части в основномкомпрессорах применяются проточные части в основномдвух типов (рис. 6.25). Тип / — с постоянным наружным диамет- г ром DH = const и переменным диаметром втулки D^ = var. Ком-； прессоров с поточной частью типа / — большинство. Тип II — с i постоянным внутренним диаметром DBT — const и DH = var. Проточные части типа II применяются в компрессорах с малой объемной производительностью, чтобы увеличить относительную высоту ， UD由 а с нею и КПД последних ступеней. Если все ступени компрессора получены подрезкой одной и той же модельной ступени, то обе проточные части имеют постоянный расчетный диаметр D}l, равный наружному диаметру этой модельной ступени. Диаметр втулки последней n-й ступени проточной части Г типадвух типов (рис. 6.25). Тип / — с постоянным наружным диамет- г ром DH = const и переменным диаметром втулки D^ = var. Ком-； прессоров с поточной частью типа / — большинство. Тип II — с i постоянным внутренним диаметром DBT — const и DH = var. Проточные части типа II применяются в компрессорах с малой объемной производительностью, чтобы увеличить относительную высоту ， UD由 а с нею и КПД последних ступеней. Если все ступени компрессора получены подрезкой одной и той же модельной ступени, то обе проточные части имеют постоянный расчетный диаметр D}l, равный наружному диаметру этой модельной ступени. Диаметр втулки последней n-й ступени проточной части Г типато обето обе
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения предварительно принимается в пределах п*$ = 0,84+0,88. Температура и плотность торможения при выходе из компрессора
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения предварительно принимается в пределах п*$ = 0,84+0,88. Температура и плотность торможения при выходе из компрессора
叮
叮
=0,84 4-0,88. Темпе-
=0,84 4-0,88. Темпе-
找=北口 + (n*1^-1)/П*]; p* =区/依7)
找=北口 + (n*1^-1)/П*]; p* =区/依7)
Рис. 6.25. Типы проточной
Рис. 6.25. Типы проточной
пенчатого осевого
пенчатого осевого
части многосту-
части многосту-
компрессора
компрессора
где л* =0/р； — отношение / давлений торможения в компрессоре. Остальные параметры при выходе из лопаточного аппарата компрессора определяются по формулам типа (6.149) и (6.150):
北=资一0,5威/(6/?);
Рк = р^ (ТбП%^-；
笳=R7d 窜/Г)%.
В современных осевых
где л* =0/р； — отношение / давлений торможения в компрессоре. Остальные параметры при выходе из лопаточного аппарата компрессора определяются по формулам типа (6.149) и (6.150):
北=资一0,5威/(6/?);
Рк = р^ (ТбП%^-；
笳=R7d 窜/Г)%.
В современных осевых
компрессорах применяются проточные части в основном
компрессорах применяются проточные части в основном
двух типов (рис. 6.25). Тип / — с постоянным наружным диамет- г ром DH = const и переменным диаметром втулки D^ = var. Ком-； прессоров с поточной частью типа / — большинство. Тип II — с i постоянным внутренним диаметром DBT — const и DH = var. Проточные части типа II применяются в компрессорах с малой объемной производительностью, чтобы увеличить относительную высоту ， UD由 а с нею и КПД последних ступеней. Если все ступени компрессора получены подрезкой одной и той же модельной ступени, то обе проточные части имеют постоянный расчетный диаметр D}l, равный наружному диаметру этой модельной ступени. Диаметр втулки последней n-й ступени проточной части Г типа
двух типов (рис. 6.25). Тип / — с постоянным наружным диамет- г ром DH = const и переменным диаметром втулки D^ = var. Ком-； прессоров с поточной частью типа / — большинство. Тип II — с i постоянным внутренним диаметром DBT — const и DH = var. Проточные части типа II применяются в компрессорах с малой объемной производительностью, чтобы увеличить относительную высоту ， UD由 а с нею и КПД последних ступеней. Если все ступени компрессора получены подрезкой одной и той же модельной ступени, то обе проточные части имеют постоянный расчетный диаметр D}l, равный наружному диаметру этой модельной ступени. Диаметр втулки последней n-й ступени проточной части Г типа
то обе
то обе
^втп = /房一4G/(пр%；).^втп = /房一4G/(пр%；).(6.152)(6.152)
^втп = /房一4G/(пр%；).
^втп = /房一4G/(пр%；).
(6.152)
(6.152)
'Н?₽Ужный Анаметр последней ступени проточной части // типа
(6.153)(6.153)Dtm = / %T + 4G/(JTp[c；).
(6.153)
(6.153)
Втулочаое отношение и высота лопатки, последней ступени:”П н &т п/°нп； In " 0,5DHn (1 —Vn).
Число ступеней определяется из соотношения
一М = /々пП； ср/(瓦屮s ср"П
где I ——удельная работа компрессора, I = 境 一匕 = o§R (TJ —— T；)； /?“ и k^ ——коэффициенты, учитывающие уменьшение КПД и коэффициента теоретической работы из-за подрезки и взаимного влияния ступеней,岛 ~ 0,96—0,99 口瓦=0,94+0,98 (приведенные значения 々刀 и k^ являются ориентировочными и в дальнейшем уточняются при поступенчатом расчете); “Мр = 0,5 (n*i + П*п) и Wscp = =0,5 (屮仃 + 屮$л) — средние значения 嚐 и ^s.
Поступенчатый расчет компрессора проводится одинаково для каждой ступени. Если ср.у^ 声 const, то определяют условный коэффициент расхода для каждой ступени, приняв линейный закон его изменения от ступени к ступени. Параметры газа при входе в последующую ступень принимаются равными параметрам газа при выходе из предыдущей ступени. Параметры газа при входе в первую ступень можно принять равными параметрам при входе в В НА. Плотность торможения при входе в /-ю ступень р】7 = %•/("»
Площадь при входе в /-ю ступень
尸1/ = G/(pfj(p2；y/〃H).
По формулам (6.152) или (6.153) определяются 1)вт/ или DH р а затем по (6Л51) — высота лопатки /；. Число Ми
Ми/ = и"/hRT；j・
По характеристикам ступени (см. рис. 6.24) определяются значения 鳴/ и т)3， которые являются исходными. Расчетный коэффициент теоретической работы отличается от исходного
中spj =々屮押6力
где 々旧=(瓦м瓦九 з夕必/屮)——коэффициент, учитывающий изменение коэффициента теоретической работы натурной ступени по сравнению с модельной； ^м = 0,94 4-0,98 при и = 10+1 纟亠 коэффициент, учитывающий взаимное влияние ступеней друг на друга в многоступенчатой машине,,
々屮九§ = (1 — 0,045Анат)/(1 — 0,045Дмод),
А — (&/九)/盘工-2； Е = s// = 0,005 4-0,01 — относительный радиальный зазор; I — высота лопатки РК;九=〃Ь ——относительная высота лопатки РК; b ——хорда лопатки РК; /屮厶尸 ——коэффициент, учитывающий влияние величины и типа подрезки (корневая, периферийная) на коэффициент теоретической работы (рис. 6.26);々毗亠 коэффициент, учитывающий нарушения подобия осевых зазоров & = sjb, '”
左фо =屮нат ("pH *z нат)/^мод (при S2 мод)・
Обычно 5U =亀％ = 0,2+0,5.
Расчетный КПД
*/ =%呜，
где %j = (/m岛入з耳a/mL； Мм = 0,96—0,99 при 〃『10—12 учитывает взаимное влияние ступеней;
/汕з = 0 —0,024Бнат)/(1 —0,024БмОД),
где 5= [т^г]^^； а ~ ^/^н ~ относительная хорда лопатки РК; "п* — учитывает влияние подрезки (рис. 6.26); /?叩=т)нат (при 5гнат)А]МОд (при 52МОД) учитывает нарушения подобия осевых зазоров.
вв‘0 小 以 43 /尸‘0 小 以 43 /尸Рис. 6.26. Поправки к коэффициенту теоретической работы и КПД ступениРис. 6.26. Поправки к коэффициенту теоретической работы и КПД ступениАдиабатный перепад энтальпий
в
в
‘0 小 以 43 /尸
‘0 小 以 43 /尸
Рис. 6.26. Поправки к коэффициенту теоретической работы и КПД ступени
Рис. 6.26. Поправки к коэффициенту теоретической работы и КПД ступени
ступени厶了 =屮 sp/"K*ступени厶了 =屮 sp/"K*Отношение давлений торможения в ступени
ступени
厶了 =屮 sp/"K*
ступени
厶了 =屮 sp/"K*
呜=Us"(dR 賞D + По-
давление торможения при выходе из ступени
Температура торможения при выходе из ступени
Т 务=方> + Is//(osRy\Ip^
Отношение давлений торможения в лопаточном аппарате ,
а = ]] Пу .
Уточне ное значение давления торможения pj при выходе из компрессора определяется по формулам типа (6.149) и (6.150).
Отношение давлений торможения в компрессоре
冗* = Рк/Рн<
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможенй!г*(я*1/а«_1)~Г —'
где Т； = Т&冷 —— температура торможения при выходе из компрессора.,
Полученные значения л* и т)； сопоставляются с принятым! в начале расчета. При значительном расхождении расчет следуе] повторить. Если расчетное значение л* получается меньше требуе мого техническими данными, следует увеличить Ми или число ступеней.
Конструкция холодильных осевых компрессоров. Осевой компрессор газовой холодильной машины ТХМ-1-25 (рис. 6.27) состоит из входного патрубка /, корпуса 3 и выходного патрубка 6. Компрессор ——семиступенчатый. Ротор 4 представляет собой ступенчатый
gz，EXJ 3asB«s «03Ч15И «oaos^ d。。。3dlmox «0800 -^gz，EXJ 3asB«s «03Ч15И «oaos^ d。。。3dlmox «0800 -^
gz，EXJ 3asB«s «03Ч15И «oaos^ d。。。3dlmox «0800 -^
gz，EXJ 3asB«s «03Ч15И «oaos^ d。。。3dlmox «0800 -^
барабан, на который насажены семь дисков с лопатками, образующими рабочие решетки ступеней. Лопатки имеют хвостовики типа «ласточкин хвост», с помощью которых и устанавливаются'в дисках. Ротор вращается в подшипниках качения； опорном 2 и опорно- упорном 5. Направляющие аппараты 8 и спрямляющий аппарат 7 установлены в корпусе, который имеет горизонтальный разъем. Лопатки направляющих и спрямляющего аппарата устанавливаются в прорези наружного и внутреннего бандажей, выполненных по форме лопаток.
Технические данные компрессора таковы: частота вращения и ~ = 343 с~* отношение давлений п^ 匸 2,17, массовая производительность О = 1 кг/с, изоэнтропный КПД 限=0,85, число Ми = 0,6, давление торможения при входе в компрессор р； = 0,048 МПа.
Г лава 7
АППАРАТЫ ПАРОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
По функциональному назначению аппараты паровых компрессорных холодильных машин можно разделить на две группы： теплообменные, называемые также основными, и вспомогательные. Главным назначением теплообменных аппаратов является передача теплоты от одной рабочей среды к другой. либо через разделительную поверхность, либо при их непосредственном контакте. Теплообменные аппараты, в частности конденсатор и испаритель, являются обязательными элементами паровых холодильных машин; необходимость их применения обусловлена самим принципом работы машины. Включение в технологическую схему вспомо-гательных аппаратов не является принципиально обязательным, но их применение улучшает эксплуатационные качества холодильных машин, повышает надежность и экономичность их работы. •
Конденсаторы, испарители и другие теплообменные аппараты в значительной степени определяют массогабаритные и энергетические показатели холодильных машин. Например, доля испарительноконденсаторных агрегатов в общей массе холодильных машин составляет 50—70 %.
Велика роль теплообменных аппаратов в величине энергии, потребляемой холодильной машиной. Это обусловлено необратимыми процессами, протекающими в них, а именно передачей теплоты при конечной разности температур между холодильным агентом и внешней средой/ Возрастание указанной разности температур, называемой также температурным напором, вызывает повышение температуры конденсации в конденсаторе и понижение температуры кипения в испарителе, что, в свою очередь, приводит к увеличению удельного расхода энергии, т. е. расхода энергии на единицу отводимой от охл аждаемого объекта теплоты.
Кроме указанного термодинамического несовершенства процессов теплопередачи протекание через аппарат рабочих сред связано с затратой энергии на преодоление гидро- или аэродинамического сопротивления. На осуществление циркуляции через аппараты холо
дильного агента расходуется часть энергии привода компрессора. На обеспечение движения жидких и газообразных теплоносителей с нужной скоростью потребляется энергия привода насосов, мешалок или вентиляторов. Очевидно, эти энергетические
затраты должны учитываться при определении удельного расхода энергии.
Таким образом, теплообменные аппараты существенно влияют на первоначальную стоимость холодильной машины и на расход энергии в процессе ее эксплуатации. Отсюда вытекают те специальные требования, которым должен удовлетворять аппарат в соответствии с его назначением и особенностями протекающих в нем процессов. Вместе с тем, можно выделить определенные общие требования, которые являются исходными при разработке новых и совершенствовании существующих конструкций теплообменных аппаратов. К ним относятся: высокая интенсивность теплопередачи, малое гидродинамическое сопротивление, простота конструкции, технологичность изготовления и дешевизна материалов, компактн(х:ть и малая масса, удобство монтажа и ремонта, надежность, соответствие тре- , бованиям охраны труда, соответствие современному технологическому и эстетическому требованиям.
Типы и конструкции конденсаторов
Общая характеристика конденсаторов. Назначение 卫 классификация. Конденсатор служит для передачи теплоты холодильного агента охлаждающей среде или «источнику высокой температуры». В общем случае перегретый пар холодильного агента в конденсаторе охлаждается до температуры насыщения, конденсируется и охлаждается на несколько градусов ниже температуры конденсации.
По роду охлаждающей среды конденсаторы можно разделить на две большие группы: с водяным и воздушным охлаждением. К специальным конденсаторам относятся испарители-конденсаторы каскадных холодильных машин и конденсаторы с охлаждением технологическим продуктом.
По принципу отвода теплоты конденсаторы с водяным охлаждением делятся на проточные, оросительные и испарительные. Два последних типа аппаратов называют также конденса- торами с водовоздушным охлаждением.
К проточным конденсаторам относятся горизонтальные и вертикальные кожухотрубные, пакетно-панельные и элементные. В последние годы проводятся интенсивные исследования опытных образцов пластинчатых конденсаторов. Полученные результаты свидетельствуют о перспективности применения этих аппаратов.
Отвод теплоты в проточных конденсаторах озуществляется за счет нагрева воды в среднем на 4—8 ℃. Движение воды внутри труб или каналов обеспечивается насосами. В оросительных конденсаторах основная часть теплоты отводится также за счет нагрева воды, кроме того, определенная часть теплоты идет на испарение воды в воздух. В испарительных конденсаторах обеспечиваются условия более интенсивного тепломассообмена воды и воздуха, при которых теплота холодильного агента расходуется на испарение воды и 282
нагрев воздуха. Температура годы, орошающей поверхность тепло г1ередачи испарительного конденсатора, практически не меняется.
Воздушные конденсаторы делятся на конденсаторы с принуди- гельным и со свободным движением воздуха. Первый тип конденсатора представляет собой агрегат, состоящий из теплопередающего пучка и вентилятора с автономным приводом или с приводом от электродвигателя компрессора. Конденсаторы со свободным движением воздуха не имеют вентилятора, они проще в изготовлении и дешевле, имеют лучшие акустические показатели. В то же время геплоотдача в них хуже, поэтому они работают при более высоких давлениях и температурах конденсации. Область применения кон* денсаторов со свободным движением воздуха ограничена малыми холодильными машинами, преимущественно бытового назначения.
При охлаждении водой интенсивность теплопередачи значительно выше, чем при охлаждении воздухом. По этой причине для машин средней и крупной производительности до недавнего времени при- менялись исключительно конденсаторы водяного охлаждения. В связи с возникшей проблемой сокращения потребления пресной воды ряд отраслей промышленности, в том числе и холодильная, осуществи ляют переход от водяного охлаждения к воздушному.
Требования, предъявляемые 左 конденсаторам, Высокая эффективность работы конденсатора является непременным условием экономичности холодильной машины. Так, понижение температуры конденсации на один градус (с 30 до 29 сС) для холодильной машины с поршневым компрессором, работающей при средних температурах кипения, приводит к уменьшению удельного расхода энергии примерно на 1,5 %. Такой же энергетический эффект достигается при охлаждении жидкого холодильного агента на 1 ℃ ниже температуры конденсации. Из этого видно, что требование высокой интенсивности процесса теплопередачи является для конденсатора особенно важным. Для выполнения этого требования необходимо, чтобы конструкция конденсатора обеспечивала: 1) быстрое удаление конденсата с поверхности теплопередачи; 2) выпуск воздуха и других неконденсирующихся газов; 3) удаление масла в аммиачных аппаратах; 4) удаление загрязнений со стороны охлаждающей среды: водяного камня н других отложений в аппаратах водяного охлаждения; пыли, копоти, ржавчины в конденсаторах воздушного охлаждения.
Практика показывает, что выполнить в полной мере все требования (многообразные и в ряде случаев противоречивые) невозможно. Максимально полное их выполнение и составляет основы разработки рациональных конструкций теплообменных аппаратов.
Конденсаторы водяного охлаждения. Для конденсаторов с водя* ным охлаждением применяют две системы водоснабжения: прямоточную и оборотную. При прямоточной системе вода забирается из водоема или водопроводной сети и после использования в конденсаторе возвращается в водоем или сливается в канализацию. Такой способ ^имеет ряд недостатков, основными из которых являются: высокая стоимость водопроводной вож； повышенная затрата энергии 283
при значительном удалении источника воды от потребителя; необходимость в сложных устройствах для забора и фильтрации воды; возможное загрязнение естественных водоемов.
Широкое и все более возрастающее применение находит система оборотного водоснабжения, схема которой показана на рис. 7.1.
Охлаждающая вода, пройдя конденсатор /, направляется в охлаждающее устройство 7, выполненное в виде градирни или брызгатель- кого устройства (бассейна). Охлажденная вода забирается насосом 5 и подается в конденсатор. По линии 6 происходит подпитка системы свежей водой. На схеме показаны элементы холодильной машины； компрессор 2, испаритель 3 и регулирующий вентиль 4.
Рис. 7.1. Схема оборотного водоснаб-Рис. 7.1. Схема оборотного водоснаб-практическое значениепрактическое значениеимеетимеетВопрос о применении той или другой системы водоснабжения решается технико-экономическим анализом с учетом конкретных условий их применения. Большое
Рис. 7.1. Схема оборотного водоснаб-
Рис. 7.1. Схема оборотного водоснаб-
практическое значение
практическое значение
имеет
имеет
очистка воды, подаваемой в конденсаторы, от загрязнений и снижение ее жесткости. Отложение водяного камня на теплопередаю- 「 щей поверхности приводит к резкому снижению коэффициента теплопередачи, так как теплопроводность осадка в несколько десятков
женияраз меньше теплопроводности ма-
териалов, применяемых в аппаратах. Для очистки воды от механических, органических и других загрязнений применяют отстаивание, добавление коагулирующих веществ, сетчатые фильтры различных конструкций. Более сложными являются методы смягчения жесткой воды. Большой интерес представляют магнитный и ультразвуковой способы обработки воды, получившие в последние годы широкое распространение.
На рис. 7.2 показано устройство для магнитной обработки воды, успешно применяемое на ряде промышленных предприятий [17 ]. Стальной сердечник 3 с навитыми на него катушками помещен в трубу 6 из немагнитного материала (коррозионно-стойкая сталь, латунь). Один конец трубы заглушен, через другой, имеющий уплотнение 4, выведены два электрода для подсоединения источника постоянного тока напряжением 90——110 В. Устройство монтируется вертикально, вода в него поступает через нижний патрубок /, протекает через кольцевое пространство между корпусом 2 и внутренней трубой со скоростью 1——1,5 м/с и уходит через патрубок 5. Количество обрабатываемой воды составляет (4,7+6,9) 10-3 м3/с; потребляемая мощность около 350 Вт.
При использовании воды, обработанной магнитным методом, на поверхности труб не образуется накипи, соли жесткости выпадают в осадок, легко смываемый потоком.
Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы, Аппараты этого типа получили широкое распространение для аммиачных и хла< доновых холодильных машин в большом интервале производи-
тельности. Рассмотрим конструкцию аммиачного конденсатора — рис. 7.3. -
К цилиндрическому кожуху / с обеих сторон приварены трубные решетки 2, в которых развальцованы трубы 6, образующие поверхность теплопередачи. К фланцам трубных решеток на болтах прикреплены крышки 3 с внутренними перегородками 20.
Рис. 7.2. Устройство для магнитной обработки воды
炉炉浴浴Правая крышкаПравая крышкаЛебая крышкаЛебая крышкаРис. 7.3. Горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсаторРис. 7.3. Горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсатор
炉
炉
浴
浴
Правая крышка
Правая крышка
Лебая крышка
Лебая крышка
Рис. 7.3. Горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсатор
Рис. 7.3. Горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсатор
Пары аммйака поступают в верхнюю часть кожуха через вентиль 4 и конденсируются в межтрубном пространстве аппарата. Жидкий аммиак выходит из маслосборника 17 через вентиль /Р. Масло, проникающее в конденсатор с парами агента, как более тяжелое и малорастворимое в аммиаке осаждается в маслосборнике 17 и периодически удаляется через вентиль 18. Внутри корпуса приварены перегородки 7, предотвращающие вибрацию трубного пучка от пульсации пара.
Охлаждающая вода подается в нижний патрубок 14, проходит внутри труб и выходит через патрубок 13. Расположение и конфи- 285
гурация внутренних перегородок в крышках определяет число ходов, а следовательно, и скорость протекания воды в аппаратах. Число ходов кожухотрубных аппаратов, как правило, четное и не превышает восьми.
Конденсатор снабжен Патрубком для присоединения уравнительной линии 5, предохранительным клапаном 8, манометром 9, вентилем для выпуска воздуха /0, указателем уровня 16. Вентили 11 и 15 служат соответственно для выпуска воздуха и слива воды. В патрубки для воды вварены термометровые гильзы 12.
Поверхностная плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней поверхности, составляет для таких аппаратов 5800——6500 Вт/м2 при средней логарифмической разности температур 5—6 ℃.
Аммиачные конденсаторы применяют также для работы на хладоне R22, но большей частью хладоновые машины комплектуется специальными аппаратами, имеющими некоторые особенности. Для изготовления теплопередающих пучков хладоновых конденсаторов применяют трубы из меди М3, имеющие наружные накатные или насадные пластинчатые ребра. Нижняя часть таких конденсаторов используется как ресивер для сбора жидкости, поэтому ее оставляют свободной от труб.
Наряду с рассмотренной конструкцией применяются конденсаторы с U-образными трубами с одной крышкой или с заваренным кожухом. Такие аппараты получили название кожухозмеевиковых. Они проще в изготовлении и надежнее в отношении герметичности, но в них затруднена очистка труб со стороны воды.
Замена стальных труб медными удорожает конденсатор, но применение меди, коэффициент теплопроводности которой в 8,5 раз больше, чем у стали, уменьшает термическое сопротивление стенки трубы, облегчает накатку ребер и обеспечивает чистоту системы. Благодаря этим мерам плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней поверхности, достигает 12 000 Вт/м2 при разности температур 7—10 ℃.
Конструкция горизонтального хладонового конденсатора показана нз рис. 7.4.
Конденсаторы малой производительности имеют, как правило, кожухозмеевиковую конструкцию. На рис. 7.5 показан конденсатор КТР-3 с площадью наружной поверхности 3 м2. Восемь U-образных труб 4 со стальными оцинкованными ребрами развальцованы в трубной решетке 2. Кожух аппарата изготовлен из стальной цельнотянутой трубы 1 диаметром 194 X 7 мм и с одной стороны заварен днищем 5. С другой стороны к кожуху крепится трубная решетка и чугунная литая крышка 3 с внутренними перегородками и двумя резьбовыми отверстиями для входа и выхода воды, которая протекает в аппарате по четырем ходам.
Конденсатор, предназначенный для хладоновой турбохолодиль- ной машины, отличается следующими конструктивными особенностями (рис. 7.6). Пар подводится к боковому патрубку 4 и далее через перегородку с отверстиями 3 поступает в межтрубное про- 286
странств。 аппарата. Кинетическая энергия поступающего пара используется для сдува с труб ,пленки образующегося конденсата. Установка в межтрубном пространстве перегородок 2 препятствует стеканию конденсата с верхних труб на нижние, что увеличивает интенсивность процесса теплопередачи со стороны конденсирующе-
Рис. 7.4. Горизонтальный кожухо^РУбный хладоновый конденсатор
Рис. 7.5. Кожухозмеевиковый конденсатор
Рис. 7.6. Конденсатор турбохолодильной машины
гос я хладона. Между трубной решеткой аппарата и его крышкой расположена камера / с патрубками для входа и выхода воды. Вода проходит через конденсатор в два хода со скоростью до 2,5 м/с. Очистка внутренней поверхности труб осуществляется без предварительного отсоединения трубопроводов для подвода и отвода охлаждающей воды.
Указанные меры в сочетании с применением медных оребренных труб повышают плотность теплового потока до 17 000—23 000 Вт/м2.
Вертикальные кожухотрубные конденсаторы. Эти аппараты отличаются от предыдущего типа вертикальным расположением кожуха и труб (рис. 7.7) и способом распределения воды.
К кожуху 7 с двух сторон приварены трубные решетки 2, в которых развальцованы гладкие стальные трубы 3 диаметром 57X3,5 мм.
Пары аммиака поступают в межтрубное пространство через патрубок, расположенный в верхней части кожуха. Конденсат сте・ кает по наружной поверхпости труб и отводится через патрубок, вваренный на 80 мм выше нижней трубной решетки. На верхней
трубной решетке установлен водораспределительный бак 10 с цилиндрической перегородкой 1. Устройство крепится болтами к кожуху и уплотняется с помощью резиновой прокладки 12. Охлаждающая вода подается сверху в кольцевое пространство водораспределительного бака, откуда через прорези в перегородке поступает к трубам теплопередающего пучка. В каждую трубу вставлена пластмассовая насадка //, на боковой поверхности которой выполнены спиральные каналы. Благодаря этим каналам вода стекает пленкой по внутренней поверхности труб, не заполняя всего их сечения.
В озду х оотдел итель подключается к аппарату через патрубок 4, расположенный на 500——560 мм выше нижней трубной решетки, так как именно здесь, вблизи уровня конденсата, наблюдается максимальная концентрация неконденсирующихся газов.
Для периодического удаления масла служит' патрубок 4, изогнутая трубка которого опущена до трубной решетки. Конденсатор имеет предохранительный клапан 8, вентиль для выпуска воздуха 9, манометр 6 и патрубок для присоединения уравнительной линии 5.
Рис. 7.8. Пакетно-панельный конденсатор:Рис. 7.8. Пакетно-панельный конденсатор:1 — вертикальный канал； 2 — панель; 3, 4 —• патрубки для входа и выхода воды; 5 — плоская крышка; 6» 7 — паровой и жидкостной коллекторы1 — вертикальный канал； 2 — панель; 3, 4 —• патрубки для входа и выхода воды; 5 — плоская крышка; 6» 7 — паровой и жидкостной коллекторыв которых происходит конв которых происходит кон289289
Рис. 7.8. Пакетно-панельный конденсатор:
Рис. 7.8. Пакетно-панельный конденсатор:
1 — вертикальный канал； 2 — панель; 3, 4 —• патрубки для входа и выхода воды; 5 — плоская крышка; 6» 7 — паровой и жидкостной коллекторы
1 — вертикальный канал； 2 — панель; 3, 4 —• патрубки для входа и выхода воды; 5 — плоская крышка; 6» 7 — паровой и жидкостной коллекторы
в которых происходит кон
в которых происходит кон
289
289
Вертикальные кожухотрубные конденсаторы применяются для аммиачных холодильных машин крупной производительности. Основ
ное преимущество этих аппаратов ——относительная легкость очистки от загрязнений со стороны воды. Плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней поверхности, составляет 4700—— 5200 Вт/м2; площадь поверхности теплопередачи серийных конденсаторов находится в пределах 50——250 м2.
. Пакетно-панельные конденсаторы. Работа по совершенствованию технологии изготовления аммиачных теплообменных аппаратов, а также стремление к замене бесшовных труб более дешевым листо
вым прокатом привели к созданию панельных конструкций и, в частности, пакетно-панельных конденсаторов — рис. 7.8.
Аппарат состоит из нескольких секций, основным элементом которых является панель 2. Исходным，материалом для изготовления деталей панели является листовой прокат толщиной 2,5—3 мм. Каждая панель образована двумя одинаковыми листами, на которых при помощи гибочного штампа образов аны вп ади ны и выступы. Листы по длинным кромкам сварены между собой сплошным прочноплотным швом, а по впадинам — точечным швом. Таким образом, в панели об-
разуется ряд вертикальных каналов
денсация аммиака.
Вода входит через патрубок 3, выполненный в виде коллектора
е отверстиями, проходит между секциями и выходит через патрубок 4. Последовательное движение воды между секциями обеспечивается вертикальными щелями между кромкой панели и вертикальным стояком рамы. Щели располагаются поочередно с правой и левой стороны смежных секций.
По технологическим и массогабаритным показателям аппарат близок к горизонтальным кожухотрубным конденсаторам.
Элементные конденсаторы. Унифицированный элемент такого аппарата представляет собой небольшой кожухотрубный конденсатор из 14 (реже семи или трех) труб диаметром 38X3,5 мм. Несколько элементов, расположенных один над другим, образуют секцию. Пары аммиака входят в межтрубное пространство верхнего элемента, жидкий аммиак стекает в ресивер, расположенный под каждой секцией. Вода подается в трубное пространство и в каждом элементе проходит последовательно по нескольким ходам. • '
10 П/р И. А. Сакуна
Из-за трудоемкости изготовления большого расхода металла (до 100 кг/м2 поверхности) элементные конденсаторы в настоящее время промышленностью не выпускаются.
Оросительные конденсаторы. Серийный оросительный аммиачный конденсатор (рис. 7.9) представляет собой ряд плоских змеевиков (секций), выполненных из 14 горизонтальных труб диаметром 57X X 3,5 мм. Пары аммиака через патрубок 2 поступают в распределительный коллектор 3 и оттуда в нижние трубы секций. По мере продвижения вверх аммиак конденсируется и удаляется через промежуточные отводы в вертикальный стояк 6, откуда сливается в ресивер 4, соединенный с верхней частью конденсатора уравни-
Рис. 7.9. Оросительный конденсаторРис. 7.9. Оросительный конденсаторвввввви■Ии■И18g18g
Рис. 7.9. Оросительный конденсатор
Рис. 7.9. Оросительный конденсатор
ввв
ввв
и
■И
и
■И
18g
18g
тельной линией 5. Подача паров аммиака в нижнюю трубу секции предотвращает попадание масла в верхние трубы и уменьшает их термическое сопротивление. Промежуточный отвод конденсата из 4, 8, 10 и 12 труб каждой секции исключает затопление нижней части змеевика, что также повышает интенсивность теплопередачи-
Вода подается насосом в водоприемный бак 1 и далее в водораспределительные желобы треугольного сечения, расположенные над каждой секцией. Переливаясь через края желоба, вода равномерно орошает трубы и сливается в поддон. Из поддона часть нагретой воды удаляется в дренаж, а часть после добавления свежей воды направляется на рециркуляцию. Расход орошающей воды, включая и свежую, на каждую секцию составляет 10—12 м3/ч. С целью экономии свежей воды вблизи оросительного конденсатора сооружают водоохлаждающие устройства ——пруд или градирню.
Конденсатор характеризуется достаточно интенсивной работой; плотность теплового потока составляет 4100—5200 Вт/м* масса — 40—45 кг на 1 м2 теплопередающей поверхности.
К преимуществам оросительного конденсатора относятся: меньший расход воды по сравнению с кожухотрубными аппаратам”； меньший удельный расход металла; простота в изготовлении и надежность в работе. Имеются и существенные недостатки: громоздкость;
необходимость установки в открытом пространстве; необходимость тщательного ухода за водораспределительным устройством; значительное загрязнение орошающей воды.
Испарительные конденсаторы. В испарительном конденсаторе (рис. 7.10) в отличие от оросительного вентиляторы обеспечивают вынужденное движение воздуха снизу вверх, в противоток воде, стекающей по поверхности теплопередающих труб.
Пары аммиака поступают в форконденсатор 2, затем проходят через маслоотделитель и направляются в секцию конденсатора 5. Из нижней части секции жидкий аммиак отводится в ресивер.
Вода из фильтровальной камеры 7 забирается насосом 6 и подается в орошающее устройство 4, выполненное в виде трубы с форсунками или отверстиями. Разбрызгиваемая вода стекает в поддон, смачивая всю наружную поверхность основной секции^ Часть воды испаряется и уносится встречным потоком воздуха, который обеспечивается вентиляторами /, * установленными на верхнем конфузорном участке кожуха. Свежая вода для компенсации испарившейся поступает в поддон через поплавковый регулирующий клаг пан 8, он же служит для поддержания постоянного уровня воды, необходимого для нормальной работы циркуляционного насоса.
• В форконденсаторе пар холодильного агента охлаждается до состояния, близкого к насыщению, а главное — происходит конденсация масляных паров и группирование весьма мелких капель в крупные. По этой причине после форконденсатора устанавливают маслоотделитель. Для уменьшения количества уносимой из аппарата влаги между орошающим устройством и форконденсатором устанавливается сепаратор 3.“
Преимущества испарительного конденсатора: небольшой расход свежей воды, составляющий 10—15 % от расхода ее в проточных конденсаторах; компактность; возможность применения в транспортных холодильных машинах.
Основной недостаток конденсаторов этого типа заключается в сравнительно низком значении коэффициента теплопередачи, вследствие чего увеличивается расход бесшовных труб.
/ Значение плотности теплового потока существенно зависит от состояния атмосферного воздуха и в среднем находится в пределах 1400—2300 Вт/м2 при разности температур 3 ℃.
Воздушные конденсаторы, конденсаторы с пр ину ди тельным движением воздуха. Хладоновые конденсаторы для малых и средних
10*10*291
10*
10*
холодильных машин по конструкции однотипны. Аппарат состоит из одной или нескольких секций, соединенных последовательно калачами или параллельно—коллекторами. Секция представляет собой плоский оребренный змеевик из медных или стальных труб диаметром от 10 до 30 мм. Ребра стальные или алюминиевые, обычно прямоугольной формы. Шаг ребер не менее 3,6 мм, в противном
Рис. 7.11. Воздушный хладоновый конденсаторРис. 7.11. Воздушный хладоновый конденсаторзагрязнениезагрязнениетеплопередаютеплопередающе и поверхности.ще и поверхности.Пар хладона подводитсяПар хладона подводитсясверху к первой секциисверху к первой секциислучае происходит быстрое
Рис. 7.11. Воздушный хладоновый конденсатор
Рис. 7.11. Воздушный хладоновый конденсатор
загрязнение
загрязнение
теплопередаю
теплопередаю
ще и поверхности.
ще и поверхности.
Пар хладона подводится
Пар хладона подводится
сверху к первой секции
сверху к первой секции
или к паровому коллектору (рис. 7.11), жидкость отводится снизу из последней секции
или жидкостного коллектора. Как уже отмечалось, в
целях экономии пресной воды осуществляется переход от водяного охлаждения к воздушному рядом ведущих отраслей промышленности: энергетической, нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической.
Рис. 7.12. Воздушный конденсатор крупной и р онзводител ьн ост и с зигзагообразным расположением секцийРис. 7.12. Воздушный конденсатор крупной и р онзводител ьн ост и с зигзагообразным расположением секцийХолодильным машиностроением освоен выпуск конденсаторов на базе аппаратов воздушного охлаждения горизонтального и зигзагообразного типов общепромышленного назначения. В аппаратах применены унифицированные биметаллические трубы, состоящие из стально访 гладкой трубы диаметром 25x2 мм и наружной оребри иной трубы из сплава АМг2 с наружным диаметром ребер 49 MM. Секция аппарата состоит из четы
Рис. 7.12. Воздушный конденсатор крупной и р онзводител ьн ост и с зигзагообразным расположением секций
Рис. 7.12. Воздушный конденсатор крупной и р онзводител ьн ост и с зигзагообразным расположением секций
рех, шести или восьми рядов (по ходу воздуха) труб, развальцованных в прямоугольных трубных решет-
ках и закрытых литыми крышками. .
На рис. 7.12 показан аппарат с зигзагообразным расположением секций, включающий электродвигатель 5, редуктор 6, колесо вентилятора 7, узел увлажнения воздуха 4, диффузор 3, жалюзи 2 и секции /.
Конденсаторы со свободным движением воздуха. Основное конструктивное исполнение этих аппаратов ——вертикальный или наклонно расположенный ребристый змеевик. Широкое распространение получили конструкции двух типов: проволочнотрубные и листотрубные. .
Проволочнотрубный конденсатор представляет собой змеевик, к которому с обеих сторон с шагом 6——10 мм точечной сваркой приварены ребра из стальной проволоки диаметром 1——1,5 мм. Змеевик
изготовлен из медных труб диаметром 5——7 мм с шагом 40——60 мм. Наряду с круглыми иногда применяют трубы с овальным сечением. Коэффициент оребрения проволочнотрубного конденсатора составляет 2,5—5.
Листотрубный щитовой конденсатор состоит из змеевика, припаянного к металлическому листу. Лист выполняет роль сплошного ребра, кроме того, имеющиеся в нем прорези и отогнутые язычки способствуют более интенсивной циркуляции воздуха. Листотрубные прокатно-сварные конденсаторы изготавливают из двух алюминиевых листов, в которых выштампованы каналы. После сварки листов друг с другом каналы образуют змеевик, в котором происходит конденсация холодильного агента.
Расчет теплоотдачи в конденсаторах
Расчет теплоотдачи при конденсации холодильных агентов. Расчетные зависимости для коэффициентов теплоотдачи необходимо выбирать в зависимости от условий протекания процесса конденсации в аппарате того или иного типа. Для аппаратов существующих конструкций можно выделить следующие условия конденсации:
на пучках гладких или оребренных горизонтальных труб;
на пучках вертикальных гладких труб;
внутри вертикальных или горизонтальных труб и каналов;
ьнутри шланговых змеевиков;
в присутствии неконденсирующихся газов.
В основе всех расчетных зависимостей для коэффициента теплоотдачи лежит формула Нуссельта, полученная аналитическим путем для пленочной конденсации неподвижного пара на поверхности •вертикальной и горизонтальной стенки [26 ],
где С — коэффициент, равный 0,72 для горизонтальной и 0,943 для вертикальной поверхностей; г——теплота парообразования, Дж/кг; р — плотность жидкости, кг/м3;入 一теплопроводность, Вт/(м・ К)； g —— ускорение свободного падения/м/с2;卩 一 динамическая вязкость, Па-с; 0а — разность температур конденсации и стенки; / — определяющий размер, м.
В конденсаторах холодильных машин имеют место сравнительно небольшие разности температур 0а, поэтому физические параметры в формуле (7.1) выбирают при температуре конденсации. В качестве рпределяющего размера при конденсации на наружной поверхности труб принимают наружный диаметр трубы, т. е. / = &「
Конденсация на пучках гладких горизонтальных труб. Такие условия конденсации характерны для аммиачных горизонтальных кожухотрубных конденсаторов, теплопередающая поверхность ко*
торых выполнена из. гладких стальных труб. Среднее значение коэффициента теплоотдачи рассчитывается по формуле [17 ]
а = 0,72.(7.2)
где Ai — разность энтальпий рабочего вещества на входе и выходе из аппарата, Дж/кг;屮口 ——коэффициент, учитывающий изменение скорости пара по мере прохождения горизонтальных рядов труб и натекание с верхних рядов на нижние; % ——коэффициент, учитывающий скорость пара в первом горизонтальном ряду.
Согласно работе [17 ], при движении пара сверху вниз
5=嗚°'吗(7.3)
где пср ——среднее число труб по вертикали для коридорного пучка и половина этого числа — для шахматного пучка. Для расчета пср шахматного пучка труб, расположенного в круглой обечайке, может быть применена формула
%р = 1,0393 (/前2)(Si®),(7.4).
где л — общее число труб; 5】н S? — шаг труб по горизонтали и вертикали.
Коэффициент %
% = 0;43 (ReT^z/jPiy^.(7.5)
Числа Reff и Рг* определяются по физическим параметрам паровой фазы при температуре конденсации:
Re” =(侬汕/吟 Pf" = 3”，
где Wo — скорость пара в узком сечении верхнего ряда труб при условном их расположении в трубной решетке квадратом, м/с;' % ——наружный диаметр трубы, м; а ——температуропроводность, м2/с.
При расчете wo число труб верхнего ряда может Сыть принято равным 〃ср, вычисленному по формуле (7.4).'
Конденсация на пучках оребренных горизонтальных труб. Для расчета коэффициента теплоотдачи применяется формула，
а = 0,72]/^^ Sa„屮р，'(7・6) ；
где 屮р —— коэффициент, учитывающий различные условия конден-, сации на вертикальных и горизонтальных участках поверхности оребренной трубы,
где FB и Fr — соответственно площади поверхности вертикальных , и горизонтальных участков трубы длиной 1 м; £ ——коэффициент ? эффективности ребра;尸一общая наружная площадь поверхности 、 з рубы длиной 1 м; d0 — диаметр основания ребра, м; йр — приве-- денная высота ребра, м.
Коэффициент эффективности ребра для медных труб с накатными ребрами можно принимать равным 1.
Величины 戶в,戶口 Лр определяются по геометрическим параметрам оребренной поверхности:.,
尸в = 0,5л (О? — do) 〃т ；尸「=冗do (1 — 60/w) + 冗。6^一"
T(*)，-
где D — диаметр ребра, м; и — шаг ребер； м; 60 и 6Т — толщина ребра в основании и на торце, м.
Конденсация на вертикальной стенке и трубе. Одной из упроща- гющих предпосылок вывода формулы Нуссельта является допущение о ламинарном режиме движения пленки конденсата. Исследования академика П. Л. Капицы показали, что в действительности имеет место волновой или турбулентный' характер движения конденсата. В обоих случаях наблюдается увеличение теплоотдачи по сравнению с формулой Нуссельта, вызванное как некоторым уменьшением толщины пленки, так и существенным возрастанием средней тепловой проводимости (入/§ср) турбулизированной пленки.
При волновом движении критерий Рейнольдса движущейся пленки меньше некоторого критического значения, т. е. Re < ReKp, а при турбулентном режиме Re〉ReKp. Специальные исследования показали, что Re^p 1600 [26 ].
В случае волнового стекания пленки конденсата с поверхности вертикальной трубы или стенки коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле Нуссельта (7.1) с поправкой на режим движения % и при I — Н. Поправка, учитывающая развитие волнового процесса (течения), имеет вид 坛=(Re/4)0'04.
Число Re может быть выражено через теплообменные характеристики процесса конденсации. Для этого воспользуемся соотношением для пленки Re = 4G/“， где G ——массовый расход жидкости в пленке, приходящийся на единицу длины поверхности, по нормали к направлению течения жидкости, кг/(м-с).
Уравнение теплового баланса для поверхности высотой Н
rG = а0аЯ.
Из двух последних соотношений следует
Re = 4a8a"/(喇，《7.7)
где а и 9а — осредненные по высоте значения коэффициента теплоотдачи и разности температур конденсации и стенки.
Как показывает выражение для Re, с увеличением высоты число Re возрастает. Значение Я, при котором Re = ReKP = 1600, может бшъ найдено из формулы.
?^ го%5/з /\1/з.
(，呢кр = 2300^(』).(7.8)
Значения Якр по уравнению (7.8) соответствуют переходу волнового режима движения пленки в турбулентный. Эти значения
295
при 0а = 1 ℃ показаны на рис. 7.13, где по оси абсцисс отложена температура конденсации.
При наличии на вертикальной поверхности участка с турбулентным режимом течения конденсата, т. е. при 〃8^ > (〃8а)кр，средний коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле [26 ]
а = 400 端卜+ 0,625 Р" [ ^--1 ]『.(7.9)
Все физические параметры в уравнении (7.9) выбираются при температуре конденсации /к.
Конденсация внутри вертикальных труб и каналов. Для расчета
конденсации неподвижного пара с учетом режима движения пленки используют формулы (7.7) и (7.9).
Нцр,МНцр,МРис. 7.13. Зависимость ' критической высоты НКр от температуры конденса' ции для различных холодильных аген-Рис. 7.13. Зависимость ' критической высоты НКр от температуры конденса' ции для различных холодильных аген-При конденсации движущегося пара в плоских вертикальных щелевых каналах расчетные зависимости имеют вид [26 ]:
Нцр,М
Нцр,М
Рис. 7.13. Зависимость ' критической высоты НКр от температуры конденса' ции для различных холодильных аген-
Рис. 7.13. Зависимость ' критической высоты НКр от температуры конденса' ции для различных холодильных аген-
при Re" =(1,2。1。5)十(4,5。106) а = 0,2^ (Re")&i2(р『〃)-о,зз； (7до)
при 4,5- 10е V Re" <5 2,5-107
а = 0,246%у10—з(Re")o,55(р『")一о,зз
(7.11)
Величина а^ рассчитывается по уравнению (7.1); определяющим размером является высота канала Н. Формулы справедливы при
товтемпературе конденсации 30—
40℃, скорости пара на входе в канал 0,15——6,5 м/с, плотности теплового потока qF = 1250+ + 39 000 Вт/ма.
конденсация внутри горизонтальных труб. В зависимости от скорости пара wn и внутреннего диаметра трубы dBH наблюдается расслоенный, переходный или кольцевой режимы движения потока. При расслоенном движении конденсат движется по нижней образующей трубы. По мере увеличения скорости пара наступает пере， ходное, а затем кольцевое движение потока. В последнем случае конденсат движется кольцевым слоем по стенке трубы, а центральную ее часть занимает пар. Границе между расслоенным и переходным режимами соответствуют значения числа Рейнольдса в интервале Renep = (бОн-70) 103. Число Re определяется так:
где ! — длина трубы, м.
При температуре конденсации 30° значения С для аммиака, R12 и R22 равны соответственно 0,3; 2,1 и 1,73.
296
В конденсаторах холодильных машин обычно наблюдается расслоенное движение. При конденсации аммиака в круглых трубах средний коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле
a = 21OOer0,167^0,25-a = 21OOer0,167^0,25-(7.12)(7.12)В случае конденсации хладонов в медных трубах средние коэффициенты теплоотдачи можно определять по формуле Нуссельта, принимая С = 0,72 н / = dBH.
a = 21OOer0,167^0,25-
a = 21OOer0,167^0,25-
(7.12)
(7.12)
Для условий конденсации пара внутри шлангового змеевика (горизонтальные трубы, соединенные «калачами») коэффициент тепло
отдачи рассчитывается так
%м = а%%” = 0,25吗吸 15.(7.13)
Влияние неконденсирующихся газов. В конденсаторах холодильных машин процесс конденсации пара холодильного агента происходит, как правило, в присутствии неконденси- рующихся примесей, главным образом воздуха. Влияние примесей в большей степени проявляется в области малых значений плотностей теплового потока. На рис. 7.14 показана зависимость относительного снижения коэффициента теплоотдачи аммиака и хладона R12 от объемной концентрации воздуха г при ^ = =4650 Вт/м2. Из рисунка видно, что даже незначительное количество
Рис. 7.14. Относительное снижение коэффициентов теплоотдачи при конденсации паров аммиака н R12 в зависимости от объемной концентрации в них воздухаРис. 7.14. Относительное снижение коэффициентов теплоотдачи при конденсации паров аммиака н R12 в зависимости от объемной концентрации в них воздухавоздуха в парах аммиака приводит к значительному снижению коэффициента теплоотдачи. Например, присутствие воздуха в количестве 2,5 % вызывает уменьшение а более чем в 4 раза.
Рис. 7.14. Относительное снижение коэффициентов теплоотдачи при конденсации паров аммиака н R12 в зависимости от объемной концентрации в них воздуха
Рис. 7.14. Относительное снижение коэффициентов теплоотдачи при конденсации паров аммиака н R12 в зависимости от объемной концентрации в них воздуха
Из сказанного следует вывод о необходимости тщательного удаления воздуха из системы холодильной машины в процессе ее экс
плуатации.
Расчет теплоотдачи со стороны охлаждающей среды. При выборе расчетных зависимостей для определения коэффициентов теплоотдачи со стороны охлаждающей среды необходимо учитывать условия омывания средой теплопередающей поверхности.
В наиболее распространенных типах конденсаторов передача теплоты от поверхности осуществляется： воде, протекающей внутри тРуб; воле, стекающей пленкой по теплопередающей поверхности; воздуху при вынужденном его движении поперек оребренного пучка тРуб; воде, орошающей поверхность труб с частичным ее испарением в воздух; воздуху при свободном омывании теплопередающей поверхности.
Теплоотдача при вынужденном движении среды s прямых трубах "каналах. При протекании среда в трубе или в канале интенсив-
ность теплоотдачи зависит от режима движения. Различают ламинарный, переходный и турбулентный режимы движения. Режимы характеризуются следующими значениями чисел Рейнбльдса: Re《 < 2000 для ламинарного режима; 2000 < Re <3 10 000 для переходного; Re 10 000 для турбулентного.
При расчете чисел подобия в качестве определяющего размера используют «эквивалентный диаметр» & = 4///7, где / —— площадь поперечного сечения канала; П — смоченный периметр. Для круглой трубы d9 — dBH, для щелевого канала 4 = 26, для кольцевого круглого канала % = 26, где 28 =厶一dBH.
Коэффициент теплоотдачи а опреде*' ляют из формулы для числа Нуссельта Nu = а//Х.
Для ламинарного движения в зависимости от условий можно выделить вязкостный и вязкостно-гравитационный режимы. Вязкостный режим характеризуется условием Ra < 3-105. Число Релея опре-； деляет гидродинамический режим свободного потока Ra = Gr-Рг. Число Грасгофа Gr = gRH弟/V; число Прандтля Pr = via.-
Для длинных труб и щелевых каналов среднее значение Nu равно соответственна 3,66 и 7,5 [26 ]. В этом случае должны
выполняться соотношения: //dBH > Ре/12 — для круглой трубы; 〃4 > Ре/70—для щелевого канала. Для коротких труб (//йВн < < Ре/12) среднее значение числа Nu рассчитывают по формуле
Nu= 1,55 (PedBH//)V3 е/.(7.14)
Коэффициент е； учитывает изменение коэффициента теплоотдачи по длине трубы
方1+09(贵 产
Для плоской щели результаты, полученные по уравнению (7.14), следует увеличить на 15 %.'
Для вязкостно-гравитационного режима, т. е. при Ra >8-105, расчетное уравнение имеет вид
”Nu = 0,15Pe 亂羽 Rmi耻(7.15)
Значение ez определяется по графику, приведенному на рис. 7.15.
При турбулентном режиме расчетное уравнение имеет вид
Nu = 0,021 Re°，8PM，43 修.Nu = 0,021 Re°，8PM，43 修.(7」6)(7」6)Коэффициент £/ учитывает влияние начального теплового участка трубы. При lid >50 ez = 1; при lid < 50 значения е? указаны в табл. 7.1.Коэффициент £/ учитывает влияние начального теплового участка трубы. При lid >50 ez = 1; при lid < 50 значения е? указаны в табл. 7.1.Уравнение (7.16) можно представитьУравнение (7.16) можно представитьсс = 0,021сс = 0,021九 侬'’8$37/,43 研九 侬'’8$37/,43 研в размерном видев размерном виде& = 8 齿，ивй& = 8 齿，ивй
Nu = 0,021 Re°，8PM，43 修.
Nu = 0,021 Re°，8PM，43 修.
(7」6)
(7」6)
Коэффициент £/ учитывает влияние начального теплового участка трубы. При lid >50 ez = 1; при lid < 50 значения е? указаны в табл. 7.1.
Коэффициент £/ учитывает влияние начального теплового участка трубы. При lid >50 ez = 1; при lid < 50 значения е? указаны в табл. 7.1.
Уравнение (7.16) можно представить
Уравнение (7.16) можно представить
сс = 0,021
сс = 0,021
九 侬'’8
$37/,43 研
九 侬'’8
$37/,43 研
в размерном виде
в размерном виде
& = 8 齿，ивй
& = 8 齿，ивй
При переходном движении турбулентного режима, вводя ! зависящий от значения Re:Re 25003000^'пет> • • ' « • 0,40 0,57При переходном движении турбулентного режима, вводя ! зависящий от значения Re:Re 25003000^'пет> • • ' « • 0,40 0,57среды используют уравнения для I них поправочный множитель £Пер,4000 5000 6000 8000 10 0000,72 0,81 0,88 0,961среды используют уравнения для I них поправочный множитель £Пер,4000 5000 6000 8000 10 0000,72 0,81 0,88 0,961Теплоотдача в изогнутых трубах. При протекании охлаждающей среды в изогнутой трубе, например в цилиндрическом змеевике, теплоотдачу рассчитывают по формулам для прямых труб, вводя дополнительный множитель епзг [40 ] £нзг =, =1 + 1,8%h/R， где R —. радиус кривизны трубы, м. При условии R < V 15 000 (dBJR)Q^ поправочный коэффициент £兄3? ра- ъен 1.Теплоотдача в изогнутых трубах. При протекании охлаждающей среды в изогнутой трубе, например в цилиндрическом змеевике, теплоотдачу рассчитывают по формулам для прямых труб, вводя дополнительный множитель епзг [40 ] £нзг =, =1 + 1,8%h/R， где R —. радиус кривизны трубы, м. При условии R < V 15 000 (dBJR)Q^ поправочный коэффициент £兄3? ра- ъен 1.Таблица 7.1Таблица 7.1Значениякоэффициента ez в зависимости от числа Re.и отношения lidЗначениякоэффициента ez в зависимости от числа Re.и отношения lidReRe10 00020 00050 000100 0С01000 00010 00020 00050 000100 0С01000 00055101015152020303040401,341,27 1,18 1,15 1,081,341,27 1,18 1,15 1,081,23 1,18 1,13 1J0 1,051,23 1,18 1,13 1J0 1,051,17 1,13 1J0 1,08 1,041,17 1,13 1J0 1,08 1,041,13 1,10 1,08 1,06 1,031,13 1,10 1,08 1,06 1,031,07 1,05 1,04 1,031,021,07 1,05 1,04 1,031,021,03 1,02 1,02 1,02 1 011,03 1,02 1,02 1,02 1 01
При переходном движении турбулентного режима, вводя ! зависящий от значения Re:
Re 25003000
^'пет> • • ' « • 0,40 0,57
При переходном движении турбулентного режима, вводя ! зависящий от значения Re:
Re 25003000
^'пет> • • ' « • 0,40 0,57
среды используют уравнения для I них поправочный множитель £Пер,
4000 5000 6000 8000 10 000
0,72 0,81 0,88 0,961
среды используют уравнения для I них поправочный множитель £Пер,
4000 5000 6000 8000 10 000
0,72 0,81 0,88 0,961
Теплоотдача в изогнутых трубах. При протекании охлаждающей среды в изогнутой трубе, например в цилиндрическом змеевике, теплоотдачу рассчитывают по формулам для прямых труб, вводя дополнительный множитель епзг [40 ] £нзг =, =1 + 1,8%h/R， где R —. радиус кривизны трубы, м. При условии R < V 15 000 (dBJR)Q^ поправочный коэффициент £兄3? ра- ъен 1.
Теплоотдача в изогнутых трубах. При протекании охлаждающей среды в изогнутой трубе, например в цилиндрическом змеевике, теплоотдачу рассчитывают по формулам для прямых труб, вводя дополнительный множитель епзг [40 ] £нзг =, =1 + 1,8%h/R， где R —. радиус кривизны трубы, м. При условии R < V 15 000 (dBJR)Q^ поправочный коэффициент £兄3? ра- ъен 1.
Таблица 7.1
Таблица 7.1
Значениякоэффициента ez в зависимости от числа Re.и отношения lid
Значениякоэффициента ez в зависимости от числа Re.и отношения lid
Re
Re
10 000
20 000
50 000
100 0С0
1000 000
10 000
20 000
50 000
100 0С0
1000 000
5
5
10
10
15
15
20
20
30
30
40
40
1,34
1,27 1,18 1,15 1,08
1,34
1,27 1,18 1,15 1,08
1,23 1,18 1,13 1J0 1,05
1,23 1,18 1,13 1J0 1,05
1,17 1,13 1J0 1,08 1,04
1,17 1,13 1J0 1,08 1,04
1,13 1,10 1,08 1,06 1,03
1,13 1,10 1,08 1,06 1,03
1,07 1,05 1,04 1,03
1,02
1,07 1,05 1,04 1,03
1,02
1,03 1,02 1,02 1,02 1 01
1,03 1,02 1,02 1,02 1 01
где В ——коэффициент, зависящий от физических свойств среды, Дж/(С°*2-м2'6 • К); w——скорость протекания среды в трубе, м/с. Коэффициент В можно представить в виде функции от температуры. Для воды в интервале температур 0—50 ℃, В — 1400 + 22/; для воздуха в интервале температур от —50 до +50 0cB = 3,73 — — 0,0091/ + 0,0000465/2.
Для кольцевого канала с теплопередачей только через внутреннюю поверхность используют уравнение '
Ми = 0,0：7Кеа8рм，4(4〃вн)。向：(7.17)
Поперечное обтекание гладких труб. Коэффициент теплоотдачи в этом случае зависит от физических свойств охлаждающей среды, режима ее движения и геометрических параметров теплопередающего пучка. Средний коэффициент теплоотдачи определяют по уравнению [40 ]
Nu = CRe^Pr°，3&, (7.18) где q ——коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб по ходу воздуха.
В этом уравнении определяющим размером является наружный диаметр трубы 呢，расчетной скоростью — скорость в наименьшем проходном сечении пучка. Значения С и т приведены в табл. 7,2.
Значения е2 зависят от числа Re и числа рядов труб по ходу 戸озауха — рис, 7.16.
Поперечное обтекание оребренных труб. При расчете воздушных м испарительных конденсаторов возникает необходимость определения коэффициента теплоотдачи от пучков оребренных труб. Здесь расчетные зависимости имеют более сложный характер, чем для
гладкотрубных пучков. Это обусловлено влиянием формы, размеров, шага ребер, их тепловой эффективности. По этой причине получено большое число формул для оребренных поверхностей о различными геометрическими параметрами.
Т а б л н ц а 7.2
При поперечном обте- кании пучков труб с круглыми ребрами применяют уравнение
Режим движения
С
т
Ламинарный、Re V < 1-Ю3)
.0,52
0,6
0 5
0,5
Турбулентный (Re > 200-103)
0,02
0,021
0,84
0,84
Переходный [Re= = (1+200) 103]
0,27
0,
0,63
Q6
Значения коэффициентов С н 济 в зависимости от режима движения и расположения труб в пучке
Nu = CCZCS (d/u)~G>54 x
X 他他)一。，14 Ry,， (7.19) где 卫，Л — соответственно
шаг и
d —
высота ребер, м;
диаметр трубы в осно-
вании ребер, м.
Для использования формулы (7.19) необходимы также следующие геометрические параметры пучка: г — число рядов труб в направлении потока воздуха; Si, S2, S£ — соответственно вертикальный, горизонтальный и диагональный шаг труб в пучке, м. Значения С, С2, Cs, п и условия применения уравнения (7.19) указаны в специальной литературе [40 ].
Для условия обтекания 一
воздухом коридорных пучков труб с пластинчатыми ребрами получено уравнение
Nu = CRe”/J产 (7.20). гдеС=0,518—0,02315(L/dJ + +0,425, lO-3 аа)2_3， I0％ X (W9)3 (1,36—0,24Re/1000); n = 0,45 + 0,0066L/4; m = --0,28+ 0,08Re/1000; L— длина поверхности в направлении потока (в начале расчета принимается прибли-
夕
06
87276 z
30.
Рис. 7.16. Зависимость коэффициента ег от.чисел Re н z:；
_'—- — коридорный пучок;шахматный
женно, затем уточняется).
Формула (7.20) применима при условии Re = 500+2500; и/d = =0,18+0,35; SJd = 2+5; Ud9 = 4+50; / = —40+十40 ℃.
Определяющим размером является эквивалентный диаметр
2 (Sj — d)(4 — 6p)
4 =(57j +(f产 1魚・
Для шахматных пучков труб значения коэффициентов теплоотдачи, полученные из уравнения (7.20), следует увеличить на 10 %, 300
■ Из уравнений (7.19) и (7.20) находят конвективный или истинный коэффициент теплоотдачи ак = Nu-A//, где / = 4・
В формулу для расчета коэффициента теплопередачи аппарата входит не истинный, а приведенный коэффициент теплоотдачи- Связь между ними выражается зависимостью:
-апр = ак(7.21)
где Fp и 尸мр — соответственно площадь поверхности ребер и межреберных участков на 1 м длины трубы, м2; £р ——коэффициент эффективности ребра;屮 ——коэффициент, учитывающий неравномерность ,теплоотдачи по высоте ребра 仰 弋 0,85). В качестве площади расчетной поверхности в уравнении (7.21) принята полная оребренная площадь поверхности FOp- Из курса теплопередачи известно, что £р определяется в зависимости от высоты ребра Л и параметра т,
□ th (mh)州=mh '
Величина т
m = 2оСк/仇 pbp),
где %, 6Р — соответственно коэффициент теплопроводности и толщина ребра.
Для круглых ребер с наружным диаметром D условная высота ребра определяется так: Л == 0,5 (D — d) [1 + 0,805 1g (D/d) ]. Для прямоугольных ребер, выполненных на коридорном пучке* условная высота h = 0,5d (р — 1) (1 + 0,805 1g р), где р 口(1,28总/d) X X У А/В —— 0,2. В этой формуле Д и В —— соответственно большая и меньшая стороны прямоугольника. Формулы для расчета ребер других конфигураций можно найти в работах [26, 41 ].
Теплоотдача стекающей пленки жидкости. Одним из этапов расчета оросительных, испарительных и вертикальных кожухотрубных конденсаторов является определение коэффициента теплоотдачи от поверхности к воде, стекающей в виде пленки.
Для случая орошения жидкостью наружной поверхности горизонтальных труб расчетные уравнения имеют вид [41 ]:
при Re^ = 1,1-4-200
Nun“ = 0,51 Re 密 Рг 將 8；(7.22)
при Reg >200
Nug = 0,lRe£Pr#8.(7.23)
На величину чисел Renn и Р『Пл, а следовательно, и на теплоотдачу влияют физические свойства жидкости и параметр режима работы конденсатора, представляющий собой расход жидкости, приходящийся на 1 м длины одной трубы с учетом ее двустороннего омывания Г/ [кг/(м-с)]
'Q=G/(2〃)，
где G ——массовый расход жидкости, подаваемой на орошение, кг/с; / ——длина одной трубы, м; z ——число параллельно орошаемых труб. Определяющий размер 4 = 46пл. Толщина пленки 6ПЛ = 1,94 X 义 т^цГ//^2). Средняя скорость стекания шср = Г；/(р6пл).
Для воды а можно определять по упрощенной формуле
а = 9750屮
При орошении поверхности вертикальных труб для расчета теплоотдачи применяют формулы:
при Re^n《2000
Nun„ = 0,67 夕GazPN Re^；(7.24)
при Reg a 2000
Nunn = 0,01 VхGa Pr Renn,(7.25)
.В числах Nu и Ga определяющим размером является высота трубы Н, м.
Число Re определяется в зависимости от величины Г〃 которая по физическому смыслу и способу нахождения аналогична предыдущему случаю: Renn = 4「丿卩；乙=G/(n dn)t где n — число «труб.
§ 7.3. Тепловой и конструктивный расчетконденсаторов
Исходные параметры. Общая методика расчета- Задачей теплового и конструктивного расчета является определение площади теплопередающей поверхности аппарата и его основных геометрических размеров. Рассмотрим сначала общую методику решения этой задачи, а затем остановимся на особенностях расчета отдельных типов конденсаторов.
Исходными данными для расчета конденсаторов обычно являются: тепловой поток, температура конденсации, рабочее вещество, начальная температура охлаждающей среды. В случае, если тепловой поток не задан, его можно определить по формуле
Qk =d(% 一几)，
где Qi； — тепловой поток на конденсатор, Вт; Ga — массовый расход рабочего вещества, кг/с; i2> /3 — энтальпии рабочего вещества на входе и выходе из аппарата, Дж/кг,
Величину Qk можно определить также как сумму холодопроизводительности машины Q()и индикаторной мощности компрессора: Qk ~ Qo + М.
Кроме исходных данных для расчета необходим еще ряд параметров, таких, как скорость и степень нагрева охлаждающей среды, средняя логарифмическая разность температур, геометрические раз- мерм элементов теплопередающей поверхности и др. Эти параметры могут быть выбраны либо по рекомендациям, основанным на опыте 302 •
конструирования и эксплуатации конденсаторов данного типа, либо определены технико-экономическим расчетом.
Для всех типов конденсаторов справедливо основное уравнение теплопередачи
(7.26)(7.26)Qk ="呪,
(7.26)
(7.26)
где К ——коэффициент теплопередачи, Вт/(м2- К); F *— площадь поверхности теплопередачи, м2; 0^ ——средняя логарифмическая разность температур, К. Коэффициент теплопередачи может быть отнесен к площади внутренней, либо наружной поверхности теплопередачи, обозначаемой соответственно FBH и 尸忆
Рис. 7.17. Изменение - температуры холодильного агента и охлаждающей среды в направлении их движения в конденсатореРис. 7.17. Изменение - температуры холодильного агента и охлаждающей среды в направлении их движения в конденсатореЧаще всего в качестве рас- 力 четной принимают поверхность,
Рис. 7.17. Изменение - температуры холодильного агента и охлаждающей среды в направлении их движения в конденсаторе
Рис. 7.17. Изменение - температуры холодильного агента и охлаждающей среды в направлении их движения в конденсаторе
обращенную к охлаждающей среде. Например, для кожухотрубных конденсаторов расчетной является внутренняя поверхность труб, и коэффициент теплопередачи для нее имеет вид
Квн =
]F вн f 尸 ВН }1 Q 卜]， кa尸н十尸т. e Zj及 e物
(7.27)
где аа, а砌—коэффициенты теплоотдачи соответственно со стороны холодильного агента и воды, Вт/(м2-К)；尸т. с — площадь поверхности, к которой отнесены термические сопротивления, м2; £ 着一 сумма термических сопротивлений загрязнений и стенки, м2-К/Вт.
Формула (7.27) применима как для гладких, так и наружно- оребренных труб при том условии, что эффективность ребер близка к 1.
Средняя логарифмическая разность температур определяется
из выражения
(7.28)(7.28)Л 一 ‘OXJT 2 — 'охл 1
(7.28)
(7.28)
‘К — ‘ОХЛ 2
где 厶*出 н /охл 2 — начальная и конечная температуры охлаждающей среды; & ——температура конденсации.
На рис. 7.17 показана схема изменения температур холодильного агента / и охлаждающей среды 2 вдоль поверхности теплопередачи. Из рисунка видно, что по характеру изменения температуры холодильного агента конденсатор можно разделить на три зоны: зону отвода теплоты перегрева (паровую зону), зону конденсации и зону охлажд&ния жидкости. Обычно определяют суммарный тепловой поток от всех зон, а теплопередачу рассчитывают по условиям зоны конденсации. Это оправдано тем, что в реальных условиях в зоне
отвода теплоты перегрева температура поверхности теплопередачи почти всегда ниже температуры насыщения и в этой зоне происходит конденсация холодильного агента, хотя пар, несколько удаленный от поверхности, остается перегретым.
При выборе средней логарифмической разности температур 0т учитывают то, что, с одной стороны, повышенные значения этого параметра позволяют сократить площадь теплопередающей поверх- ности конденсатора, его массу и стоимость, а с другой —— увеличивают необратимые тер^ Таблица 7.3 модинамические потери в Параметры режима работацикле холодильной маши-
разл^нмх тнпов конаенсатдхтНы. При заданной темпе-
Тип конденсатора
§ я § К心y Its?
岂专
ратуре охлаждающей среды увеличение 0т приводит к повышению температуры конденсации, а это, в свою очередь, вызывает ухудшение объемных и энергетических показателей компрессора и ухудшение холодильного коэффициента
Горизонтальный кожухотрубный:
с гладкими тру-
1—2,5
4—6
3—6
машины.
с\мед ными оребренными трубами
1—2,5
4—8
3—6
Двойственное влияние ‘％ на экономичность хо-
Верти к ал ьн ьш кожу-
4—7
6—7
лодильной машины позво-
хотрубннй Оросительный
2—4
3—5
ляет оптимизировать зна-
Испарительный
10
3
6—8
чение этого параметра,
Воздушный
3,5—10
8—"5
3—4
например, по минимуму приведенных годовых за-
трат [17 ].
Температурная разность Д^охл = /охл 2 ——/охл j влияет не только на значение 0т, но и на расход охлаждающей среды, проходящей через аппарат. При увеличении А/охл будет уменьшаться расход охлаждающей среды и, при прочих равных условиях, мощность, затрачиваемая на ее перемещение. Вместе с тем будет возрастать температура охлаждающей среды на выходе из аппарата, а следовательно, и температура конденсации. В первом приближении можно считать, что оптимальное значение А/охл будет соответствовать минимуму суммы мощностей компрессора и насоса или вентилятора, обеспечивающих циркуляцию охлаждающей среды.
Для ориентировочных расчетов при выборе режимных параметров можно воспользоваться данными, приведенными в табл. 7.3.
Расчетная площадь поверхности теплопередачи (внутренняя или наружная) может быть определена из уравнения (7.26)
^расч ~ Qk/(VW，(7.29)
где ^pacч — коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной поверхности. Для определения /<расч предварительно должны быть найдены значения коэффициентов теплоотдачи рабочих сред. Коэф-
фициент аохл может быть рассчитан по приведенным в предыдущем разделе формулам с учетом принятой скорости охлаждающей среды и геометрических параметров теплопередающей поверхности..
В формулах для расчета теплоотдачи при конденсации входит неизвестная на данном этапе величина 0а, представляющая собой разность температур конденсации и стенки. Для решения задачи применяют два метода: метод последовательных приближений и графоаналитический.
Метод последовательных приближений основан на уравнении, справедливом для установившегося режима работы конденсатора» ^а^а^а ®т^расч^расч*
где 尸& ——площадь поверхности, обращенная к конденсирующемуся холодильному агенту.
Из последнего равенства имеем
0а —0а —®m^pасч 尸 расч®m^pасч 尸 расч“aF а“aF а(7.30)(7.30)
0а —
0а —
®m^pасч 尸 расч
®m^pасч 尸 расч
“aF а
“aF а
(7.30)
(7.30)
Приняв значение 0а> определяют аа, Красч и проверяют равенство (7.30). В случае, если оно не выполняется, значение 8a корректируют и расчет повторяют. При соблюдении равенства (7,30) входящее в него значение /<расч используют для определения расчетной теплопередающей поверхности по формуле (7.29).
При графоаналитическом методе расчета составляют систему уравнений, имеющую вид：
9а расч ==出网(^а/^расч)»- 1
一®охл尸охл *
%хп. расч 1 _ - J、1 6i Ррасч(7.31)
аохл十乙儿
- ®охл ~ 8m — 8我，
где 0ОХЛ — разность температур стенки и средней температуры охлаждающей среды, т. е. 0ОХЛ = 打丁 ——^охл-
Как было показано, во все расчетные зависимости для аа, кроме формулы (7.9) входит величина В丁生 Для этих случаев систему (7.31) можно представить в виде
%, pacq = А吸4 (Fa/Fpaw)；]
К — %„ 尸 口 XJT(7.32)
Fxn十乙^J
где А ——численный коэффициент, зависящий от вида расчетной формулы для аа.
Значение 0а находят графически, путем построения зависи- МОСТИ %, рас” = f (8а) И ?охл. раСч = ф (0а) В КООрдИНЭТЭХ % 一 0 (рис. 7.18)' Координаты точки пересечения m будут являться искомыми значениями величин 0а и ^расч.
Конструктивным расчетом аппарата определяют основные геометрические размеры и конструктивные параметры. Рассмотрим особенности теплового и конструктивного расчета отдельных типов конденсаторов.
Проточные кожухотрубные конденсаторы. В этих конденсаторах обычно применяются стальные гладкие трубы диаметром 25x2,5 мм, 20x3 Мм, 57x3,5 мм, а также медные трубы с накатными ребрами, полученные из заготовки диаметром 20x3 мм. Расчеты показали, что с уменьшением диаметра труб сокращаются масса, габаритные
Рис. 7.18. Графоаналитическое определение плотности теплсвсго потока в конденсатореРис. 7.18. Графоаналитическое определение плотности теплсвсго потока в конденсаторепоказатели аппарата и уменьшается масса содержащейся в нем воды. Вместе с тем
Рис. 7.18. Графоаналитическое определение плотности теплсвсго потока в конденсаторе
Рис. 7.18. Графоаналитическое определение плотности теплсвсго потока в конденсаторе
повышается стоимость и снижается на
дежность аппаратов из-за большого числа труб, а следовательно, большого числа креплений и уплотнений труб в трубной решетке. Кроме того, при использовании загрязненной воды трубы малого диаметра интенсивнее засоряются и их очистка увеличивает эксплуатационные расходы. Указанные обстоятельства следует учитывать при выборе размеров труб.
Ранее отмечалась важность выбора скорости охлаждающей среды. Добавим, что
увеличение скорости воды замедляет процесс образования накипи внутри труб, но в то же время интенсифицирует процесс
коррозии поверхности из-за усиления деполяризующего воздействия кислорода, содержащегося в воде. После того как будет выбрана скорость воды и степень нагрева ее в аппарате, определяют расход воды через конденсатор Gw = Q"(%AM), где cw — удельная теплоемкость воды, Дж/(кг-К); Д^ ——разность температур воды на выходе и входе в аппарат, К.
Средняя логарифмическая разность температур определяется из выражения (7.28).
После определения коэффициента теплоотдачи со стороны воды и выбора расчетной зависимости для аа можно записать уравнения по типу системы (7.32). Приняв в качестве расчетной площадь внутренней поверхности труб, получим
Qw внQw внem 一%em 一%да. вн = 0,72 m 噜遭屮咼„必吸4各；， МнГ вн
Qw вн
Qw вн
em 一%
em 一%
Для гладких труб коэффициент % = 1 и FH/FBH — djd^ Коэффициент R% вычисляют по формуле (7.3), предварительно за- давшись числом рядов по вертикали лср. С учетом принятого значения 〃ср определяют скорость пара и поправку £切 по формуле
Определив графическим способом величины 7вн 玄 0«> находят площадь внутренней поверхности теплопередачи: 尸 вн = QM %н・ Далее производят расчет конструктивных, параметров аппарата, к которым относятся: длина одной трубы и число труб, диаметр трубной решетки, число ходов.丁
Суммарная длина труб аппарата определится отношением '
L =尸 вн/("в J(7.33)
где axdBH ——внутренняя поверхность одного метра длины трубы, м2.
Трубы - на плоскости трубной решетки размещают обычно по сторонам правильных шестиугольников и по вершинам равносторонних треугольников (рис. 7.19). При: 卫
таком способе размещения число труб к«;^
можно определить в зависимости от параметра m по таблице или по формуле [40 ]
п = 0,75 加2 + 0,25, (7.34) где m ——число труб, размещенных по диагонали внешнего шестиугольника.
Трубы могут быть размещены и на сегментных участках, образованных сторонами внешнего шестиугольника н окружностью трубной решетки. Такой способ называется полным
заполнением трубной решетки и уве- Рис. 7.19. Размещение труб в личивает число труб на 10—18 % оттрубной решетке
основного. Шаг труб по горизонтали
S определяется из соотношения S/盡=1,24+1,45. Число труб в одном ходе определяется из условия обеспечения принятой скорости протекания охлаждающей воды
где pg.——плотность воды при средней температуре ее в конденсаторе, кг/м3; w——принятая скорость воды, м/с.
Значение 〃i округляют до ближайшего целого числа.
Приняв длину одной трубы, определяют общее число труб в аппарате
〃 = £//,
где I ——длина одной трубы.
Число п округляют до ближайшего табличного значения и находят соответствующее значение параметра т.
Диаметр трубной решетки
D = mS.(7.36)
Проверяют отношение HD, для которого рекомендуются значения в пределах 4——8. При необходимости корректируют / и про-
изводят повторный расчет, добиваясь требуемого отношения //D. Определение параметров Z, D, m и и можно осуществить и другим способом. Для этого обозначим HD — А. Из уравнений (7.35) и (7.36) следует: п = L/(mSfe). Подставляя полученное значение п в уравнение (7.34), получаем
川+』加一等备=0.川+』加一等备=0.(7.37)(7.37)
川+』加一等备=0.
川+』加一等备=0.
(7.37)
(7.37)
Уравнение (7.37) ——есть уравнение вида %3 + рх + ^ = 0, оно имеет действительный корень, равный
X =，—"! + U (* У + (*)3 十 /一■2■一V (击)2+(专；
(7.38),
Для уравнения (7.37) можно написать
Отметим, справедливоОтметим, справедливо£23кожухотрубного тит16 £2]Т・ е* 勺Л> -729 •£23кожухотрубного тит16 £2]Т・ е* 勺Л> -729 •(专)=加(*)2 = ¥
Отметим, справедливо
Отметим, справедливо
£23
кожухотрубного тит
16 £2]
Т・ е* 勺Л> -729 •
£23
кожухотрубного тит
16 £2]
Т・ е* 勺Л> -729 •
что для реальных аппаратов соотношение (《)《(£)，
Так, например, для конденсатора КТР-25 имеем 甘-^^~ 5,7-106.
На этом основании величиной (р/3)3 в формуле (7.38) можно ' пренебречь и для х написать: х = ±——q.
С учетом уравнения (7.33) для параметра т получаем формулу
加= 0,75声嘉兩福.
Полученное значение т округляют до ближайшего нечетного числа и затем определяют значения основных конструктивных параметров аппарата.
Число ходов по воде z ~ 几/几力 Число ходов обычно выбирают четным с тем, чтобы патрубки для входа и выхода воды располагались в одной крышке.
По выбранному числу ходов определяют конфигурацию перегородок в крышках аппарата. По эскизу трубной решетки с нанесен- + ной разметкой труб уточняют число труб в каждом ходе, стремясь ； обеспечить их примерное равенство. Распределение труб по ходам 孑 можно осуществить несколькими способами (рис. 7.20). На рисунке 号 сплошными линиями показаны перегородки в передней крышке, ；• а штриховой линией —— в задней крышке аппарата. Цифры обозна-； чают последовательность ходов. В крышках двух- и четырех ходовых аппаратов ходы могут разделяться параллельными перегородками \ (рис. 7.20, а). При большем числе ходов перегородки имеют более ' сложную конфигурацию (рис. 7.20, 6, s). На рис. 7.20, s показана схема крышек восьмиходового аппарата при заполнении трубами только части его высоты Л. Нижняя часть свободна от труб и служит ресивером.
При расчете вертикального кожухотрубного конденсатора коэффициент теплоотдачи со стороны воды определяется по расчетным зависимостям для условий стекания пленки жидкости [см, формулы (7.22)——(7.25)]. Теплоотдача от конденсирующегося холодильного агента рассчитывается по формуле (7.7) для условий волнового движения пленки конденсата, так как высота вертикальных конденсаторов обычно не превышает критическую, при которой наступает турбулентный режим движения жидкости. Поправочный коэффициент £у полагают сначала равным 1, а затем уточняют после определения числа Re. Одним из указанных способов определяют плотность теплового потока q, что дает возможность найти число Re
Рис. 7.20. Распределение труб по ходам с помощью перегородок в передней ,и задней крышках конденсатора
из выражения (7.7). По числу Re определяют коэффициент е0 и уточняют значение коэффициента теплоотдачи аа. В том случае, если число Re превышает критическое, т. е. 1600, для расчета аа используют формулу (7.9).
Оросительные и испарительные конденсаторы. При расчете оросительного конденсатора определяют его теплопередаюгцую поверхность и на основе технико-экономического анализа выбирают оптимальные значения средней температуры воды и расхода свежей воды, добавляемой в систему охлаждения.
На рис. 7.21, а точка / характеризует состояние окружающего воздуха, а точка а —— предел охлаждения, соответствующий этому состоянию. Для того чтобы использовать тепло- и массообмен между окружающим воздухом и охлаждающей водой, средняя температура последней должна быть на 4——6 ℃ выше температуры предела охла” ждения, т. е.储=九 + (4+6).
Учитывая небольшую степень нагрева воды, орошающей конденсатор, можно считать
/ср = 0,5 (友 + 幻，(7.39)
где 友，为 ——соответственно температуры воды, поступающей на орошение и сливающейся в поддон (рис. 7.21, 6).
Температуры h и 力幺 определяют режим работы конденсатора и зависят как от температуры /св, так и от количества добавляемой
свежей воды GCB. Связь между этими параметрами можно установить по уравнениям смешения (рис. 7.21, 6)
cGh = cGCB/CB + с (G — GCB) &(7.40)
F^e G ——расход воды на орошение, кг/с; с ——удельная теплоемкость воды, Дж/(кг-К).
Обозначим 为一/1 = А/ и GCB/G =己，из уравнения (7.40) получим
为=А 篋 + /св*(7.41)
Для Ориентировочных расчетов можно принять А/ = (2 亠5) °О н 占=0,2+037
Рис. 7.21. Оросительный конденсатор:а — изменение состояния воздуха nd ~ i-диаграмме; 6 — схема работы
с РР^НЯВ срепнелогарнфмииескую разность температур в пределах TTnlx С, температуру конденсации можно определить из формулы (7.28). Далее определяют коэффициенты теплоотдачи со стороны 胃区61 а^ и со стороны конденсирующегося холодильного агента ая Длх этого используют соответственно зависимости для теплоотдачи к в?де, ^екак)щеЙ пленкой и Для конденсации в горизонтальных трубах. Составляют систему уравнений по типу системы (7.32) н определяют поверхностную плотность теплового потока, напри- мер %н, внутреннюю и наружную поверхность теплопередачи FBH
и FH. Для расчета коэффициента а@ принимают расход воды на 1 м периметра труб Г/ в пределах 0,25—0,5 кг/(м-с).
Расход воды G, подаваемый на орошение, можно определить из теплового баланса конденсатора для контрольной поверхности, показанной штриховой линией на рис. 7.21, б
Qk + cGh = Qb + с (G — GHCn)勾， (7.42)
где QK — теплота, вносимая холодильным агентом;. QB ——теплота, передаваемая наружному воздуху вследствие тепло-, массообмена его с водой; GHcn ——количество, испарившейся воды.
Из уравнения (7.42)
Г> 2 Qk — Qb + cGjfcn%
Количество теплоты QB определяется по основному уравнению для тепло- и массообмена воды и воздуха Qb = aFH₽ (Zp — й) Л, где ст — коэффициент испарения, кг/(м2-с); 0 — коэффициент, учитывающий увеличение поверхности испарения в результате образования струй и капель воды, обычно принимают р = 2; 4P ——энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре воды %р， Дж/кг; 厶 ——энтальпия окружающего воздуха; Л —— поправочный коэффициент, определяемый .соотношением Л = 1 —— ^ср (壮丄 —— —或 p)/«i — tcp)-
Коэффициент а определяется из соотношения а — ав/ср, где аБ — коэффициент теплоотдачи воздуху при отсутствии испарения влаги, Вт/(м2- К)； Ср — удельная теплоемкость воздуха, Дж/(кг К). В случае ограждения оросительного конденсатора стенами, оборудованными жалюзи, можно принять [41 ] аБ = 17+35 Вт/(м2 - К). Тогда при средней теплоемкости воздуха 1020 Дж/(кг-К)
а = 10-3 (1,67+3,43) кг/(м2-с).
Количество испарившейся воды GHCn = о尸нб (或р ——d0, где 或р, d[ — влагосодержание воздуха соответственно в точках ши/ (рис. 7.21).
Принимая конструктивную длину одной трубы в пределах 5——6 м, определяют число параллельно орошаемых труб z (число секций) z = 0,5G/(/r;). Число труб в каждой секции пс =户JE%⑵.
Как правило, расчет нескольких вариантов производят с различными значениями %, %р, Af н 三 н выбирают тот из них, который обеспечивает наибольшую эффективность работы холодильной машины по ряду экономических показателей, основными из которых являются следующие: стоимость электроэнергии, затрачиваемой на привод компрессора и водяных насосов, и стоимость добавляемой свежей воды.
В испарительном конденсаторе основное количество теплоты отводится за счет испарения воды, поэтому температура последней практически постоянна по всей высоте аппарата, т. е. ^ = const. Эту температуру рекомендуется принимать на 8——10 ℃ выше температуры предела охлаждения для начального состояния воздуха.
Температура конденсации /к выше температуры tw примерно на 3 ℃.
Количество испарившейся воды 0исц = GB (d2 ——d0, где dx н <4 — влагосодержание воздуха соответственно на выходе и входе в конденсатор. Количество свежей воды, добавляемой в систему охлаждения, на 10——15 % больше величины GHCn) что вызвано уносом капель воды вместе с потоком воздуха. Расход воздуха 6В (кг/с) обычно бывает задан, в противном случае можно принять 伉=3,25pbQk1(H 一
Тепловой баланс испарительного конденсатора
Qk = Gb & — h) = Ао&Р «К — Ср)， (7.43) где t2 и ti ——энтальпия воздуха соответственно на выходе и входе в аппарат; iw — энтальпия насыщенного воздуха при температуре воды tw; iCp — средняя энтальпия воздуха в конденсаторе.
Средняя энтальпия воздуха будет иметь, очевидно, промежуточное значение между величинами ^ и t2, но ввиду сравнительно большой разницы последних ее нельзя определять как среднюю арифметическую.
Для исключения ，ср запишем уравнение (7.43) для элемента поверхности конденсатора
Gb成=Лар & — i) dF,
где f ——текущее значение энтальпии воздуха.
In^j^,(7-44)In^j^,(7-44)Интегрирование последнего уравнения дает -^^ откуда
In^j^,
(7-44)
In^j^,
(7-44)
-尸卫二К
лар— ^2
Величина ав определяется по формулам для поперечного обтекания пучков гладких или оребренных труб. Скорость воздуха принимают в пределах 3—6 м/с; большая скорость может привести к значительному уносу капельной воды из аппарата.
Значение 尸曰 по уравнению (7.44) получено из условий тепломассообмена воды и воздуха. Кроме того, площадь теплопередающей поверхности определяется условиями теплоотдачи от конденсирующегося холодильного агента к стенке и от стенки к пленке стекающей воды. Площадь теплопередающей поверхности по этим условиям можно определить, решив систему уравнений, которая для случая оребренной поверхности будет иметь вид:
(7.45)(7.45)、вн — пр (/ст 一 爲)(F
(7.45)
(7.45)
9а вн = &1 (方一％т),
где а^пр ——приведенный к основной поверхности коэффициент теплоотдачи со стороны воды;尸展 и 尸矗——основная и внутренняя поверхности 1 м оребренной трубы.
Коэффициент a5 np рассчитывается по формуле (7.21). Предварительно значение а⑺ определяется аналогично тому, как это было сделано для оросительного конденсатора.
Определив по уравнениям (7.46) величину 办卫仪,находят площадь наружной поверхности теплопередачи
6 = 6。1@仇1!，(7.46)
где Вор — коэффициент оребрения.
‘ Значения Fn по уравнениям (7.44) и (7.46) должны быть равны, в противном случае следует принять другое значение 力 или GB и повторить расчет. Массовый расход циркулирующей воды Gg можно ориентировочно принять равным 2,3 л/с на 100 кВт тепловой нагрузки на конденсатор.
Суммарная длина оребренных (или гладких) труб I во фронтальном сечении аппарата- определится из уравнения
Gw = 2/Q.
чении.чении.Дальнейшую конструктивную компоновку пучка осуществляют с таким расчетом, чтобы обеспечить требуемую площадь поверхности теплопередачи и принятую скорость воздуха во фронтальном се-
чении.
чении.
такая же, кактакая же, какВоздушные конденсаторы. Здесь последовательность расчета И для проточных аппаратов, Предварительно принимают параметры оребренной поверхности, степень нагрева и скорость воздуха во фронтальном сечении. Массовый поток воздуха определяется из уравнения теплового баланса конденсатора •
такая же, как
такая же, как
Qk = cpGB (匕一h), •(7.47)
где GB — массовый поток дум на входе и выходе из аппарата.где GB — массовый поток дум на входе и выходе из аппарата.воздуха, кг/с;友，/2 — температуры воз-воздуха, кг/с;友，/2 — температуры воз-При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов допустимый уровень звука. Для **малых холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрессорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в пределах 3,5—4,5 м/с и 4,5—6,5 м/с. В крупных конденсаторах скорость воздуха может достигать Ю м/с " “При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов допустимый уровень звука. Для **малых холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрессорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в пределах 3,5—4,5 м/с и 4,5—6,5 м/с. В крупных конденсаторах скорость воздуха может достигать Ю м/с " “принимаютпринимаютво вниманиево вниманиеи больше.и больше.Коэффициент теплоотдачи соКоэффициент теплоотдачи состороны воздуха определяют по условий поперечного обтеканиястороны воздуха определяют по условий поперечного обтеканиязависимостям, полученным для _ пучков горизонтальных оребренных труб.Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со стороны холодильного агента, конденсирующегося внутри горизонтальных труб, составляют систему уравнений:зависимостям, полученным для _ пучков горизонтальных оребренных труб.Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со стороны холодильного агента, конденсирующегося внутри горизонтальных труб, составляют систему уравнений:qа вн =м6h；qа вн =м6h；，в вн = j«в пр，в вн = j«в пр2尸вн2尸вн%р Ьвн + ?н%р Ьвн + ?нгде ав пр — коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к наружной поверхности.После определения ^вК и FBn осуществляют компоновку пучка, которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую ско-313где ав пр — коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к наружной поверхности.После определения ^вК и FBn осуществляют компоновку пучка, которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую ско-313
где GB — массовый поток дум на входе и выходе из аппарата.
где GB — массовый поток дум на входе и выходе из аппарата.
воздуха, кг/с;友，/2 — температуры воз-
воздуха, кг/с;友，/2 — температуры воз-
При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов допустимый уровень звука. Для **малых холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрессорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в пределах 3,5—4,5 м/с и 4,5—6,5 м/с. В крупных конденсаторах скорость воздуха может достигать Ю м/с " “
При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов допустимый уровень звука. Для **малых холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрессорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в пределах 3,5—4,5 м/с и 4,5—6,5 м/с. В крупных конденсаторах скорость воздуха может достигать Ю м/с " “
принимают
принимают
во внимание
во внимание
и больше.
и больше.
Коэффициент теплоотдачи со
Коэффициент теплоотдачи со
стороны воздуха определяют по условий поперечного обтекания
стороны воздуха определяют по условий поперечного обтекания
зависимостям, полученным для _ пучков горизонтальных оребренных труб.
Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со стороны холодильного агента, конденсирующегося внутри горизонтальных труб, составляют систему уравнений:
зависимостям, полученным для _ пучков горизонтальных оребренных труб.
Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со стороны холодильного агента, конденсирующегося внутри горизонтальных труб, составляют систему уравнений:
qа вн =м6h；
qа вн =м6h；
，в вн = j
«в пр
，в вн = j
«в пр
2尸вн
2尸вн
%р Ьвн + ?н
%р Ьвн + ?н
где ав пр — коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к наружной поверхности.
После определения ^вК и FBn осуществляют компоновку пучка, которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую ско-
313
где ав пр — коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к наружной поверхности.
После определения ^вК и FBn осуществляют компоновку пучка, которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую ско-
313
рость воздуха во фронтальном сечеиии. Последнее требование-выражено уравнением.
Gp = F^wp,(7.48)
где Рж — площадь «живого» фронтального сечения, м2; w ——скорость воздуха, м/с; р ——плотность воздуха, кг/м3.
При несовпадении величин GB, определенных по уравнениям (7.47) и (7,48), следует скорректировать значение w или (% — fj и повторить расчет.
§ 74 Испарители
■ Испаритель является одним из элементов холодильной машины, в котором рабочее вещество кипит за счет теплоты, подводимой от источника низкой температуры. Образовавшийся при кипении холодильного агента пар отсасывается из испарителя компрессором для совершения дальнейших процессов цикла холодильной машины.
В зависимости от положенного в основу принципа испарители делятся на ряд групп:
по характеру охлаждаемого источника: 1) испарители для охлаждения жидких хладоносителей; 2) испарители для охлаждения воздуха; 3) испарители для охлаждения твердых сред; 4) испарители-конденсаторы.
в зависимости от условий циркуляции О X- лаждаемой жидкости:
с закрытой системой циркуляций охлаждаемой жидкости (кожухотрубные и кожухозмеевиковые);
с открытым уровнем охлаждаемой жидкости (вертикальнотрубные, панельные). '"
по характеру заполнения рабочим веществом:
затопленные;
незатопленные (оросительный, кожухотрубный с кипением в трубах, змеевиковый с верхней подачей жидкости).
Испарители могут подразделяться и на другие группы (в зависимости от того, на какой поверхности происходит кипение рабочего вещества; по характеру движения рабочего вещества и др.). В качестве промежуточного жидкого теплоносителя в испарителях применяются рассолы (водные растворы солей NaCl, СаС12), вода, спирт, водный раствор этиленгликоля и др.~
На рис. 7.22 показаны кривые, характеризующие свойства наиболее распространенных рассолов. Кривые, лежащие в левой части диаграммы 自 ——/, характеризуют начало процесса кристаллизации раствора с выпадением кристаллов льда, кривые в правой части диаграммы характеризуют начало кристаллизации раствора с выпадением кристаллов соли.
С возрастанием концентрации рассола температура начала затвердевания (кристаллизации) сначала падает, затем становится 314
равной температуре криогидратной точки и далее повышается. Заканчивается процесс кристаллизации вне зависимости от концентрации при криогидратной температуре. По мере выпадения кристаллов льда или соли, с понижением температуры рассола оставшаяся жидкая фаза будет либо увеличивать свою концентрацию (левая кривая), либо уменьшать (правая кривая) до состояния эвтектического раствора, соответствующего концентрации криогидратной точки. Для раствора NaCl криогидратная температура равна —21,2 °C, а концентрация 28,9 %; для раствора СаС12 — соответственно —55 сС и 42,5 %.
С помощью диаграмм & — f или таблиц устанавливается зависимость концентрации рассола от температуры начала кристаллизации.
Рис. 7.22. Диаграммы 占一f для рассолов
Обычно рассол выбирается с концентрацией меньше или равной эвтектической, что обусловлено экономическими соображениями (меньший расход соли). Температура начала кристаллизации рассола должна быть ниже температуры кипения холодильного агента.
При высокой концентрации рассола (при низких температурах) повышается его вязкость, поэтому даже при больших скоростях движения режим течения жидкости будет ламинарным или переходным. Вследствие этого ухудшается теплоотдача от рассола, а соответственно увеличивается площадь теплопередающей поверхности аппарата, особенно при малых диаметрах применяемых труб.
Увеличение плотности теплового потока может быть достигнуто применением теплоносителей, имеющих меньшую вязкость (например, вязкость R30 в 20—40 раз ниже раствора СаС12).
Испарители для охлаждения жидких теплоносителей. Кожухотрубные испарители затопленного типа. Аппараты такого типа являются наиболее распространенными и применяются в машинах как средней, так 口 крупной производительности. В кожухотрубных испарителях затопленного типа рассол охлаждается при движении внутри труб, а рабочее вещество кипит на их наружной поверхности.
Принципиального различия между аммиачными кожухотрубными испарителями и аппаратами, работающими на хладонах, нет. Отли-
чие состоит в конструкции поверхности теплообмена и материалах, применяемых для изготовления.
Кожухотрубный испаритель представляет собой горизонтально расположенный цилиндрический барабан (обечайку), с двух сторон к которому приварены плоские трубные решетки с отверстиями. Через эти отверстия протянуты трубы, образующие теплообменную поверхность. Трубы развальцовываются в отверстиях. К трубным доскам крышки крепятся болтами. Одна из крышек имеет входной (нижний) и выходной патрубки для рассола, другая ——выпускные отверстия для воздуха (верхнее) и для рассола. В крышках расположены горизонтальные перегородки, обеспечивающие многоходовое движение рассола, причем они смещены по вертикали в разных крышках. Число ходов по теплоносителю составляет 4——12, чтобы обеспечить достаточно высокую скорость движения рассола. На обечайке находятся штуцеры для установки манометра и приборов автоматики.
В аммиачных испарителях к верхней части обечайки приварен сухопарник, к нижней —— маслоотстойник. Пучок труб заполняет обечайку не полностью, верхняя часть ее свободна от труб. Подача рабочего вещества производится снизу аппарата, а отвод паров ―■ через сухопарник. Для аппаратов с большой поверхностью подвод парожидаостной смеси осуществляется от общего коллектора в нескольких точках по длине испарителя. Отвод пара осуществляется через несколько патрубков, объединенных общим коллектором. Это обеспечивает равномерное омывание теплопередающей поверхности потоком рабочего вещества.
Пучок труб в испарителях шахматный, ромбический. В аммиачных аппаратах применяются стальные бесшовные гладкие трубы. При работе на хладонах применяются медные трубы с накатными ребрами.
На рис. 7.23 показан общий вид аммиачного кожухотрубного испарителя затопленного типа, а на рис. 7.24 ——общий вид хладонового кожухотрубного испарителя.
В испарителях холодильных машин с центробежными компрессорами теплопередающая поверхность собрана в плотный шахматный пучок с уменьшенными перемычками между трубами. Пучок занимает примерно половину объема обечайки, свободная часть которой выполняет функции сухопарника для осушения и перегрева пара. Для обеспечения требуемого перегрева пара на всасывании _ в компрессор подача теплоносителя осуществляется через верхний патрубок, тогда в зоне перегрева создается максимальная разность температур. Для уменьшения уноса капель рабочего вещества над пучком устанавливаются сепараторы. Равномерность подвода паро- жидкостной смеси обеспечивается специальным распределителем. Он способствует лучшей турбулизации потока и улучшению процесса теплопередачи.
Плотность теплового потока 勺尸 в испарителе зависит от скорости движения теплоносителя w и температурного напора (разности температур между охлаждаемой средой и кипящим рабочим веществом)
^анфяояла 1 f
XHHdeuoxx。— Nf ^жяадоьи^о I ^^ ^зах 3^5 I^'енентЕ OJOXeH* Хоха—°z 211°。工丨 6 T ^^ -^ ^«чооойа «S4V 1 к ielroQDBd BaoxTqmH Baoxm к§ HHgAdleu! g ng -BXAamom 3^5 I ^ -BxlamQd BBHgAdi—-
-s^32&w
8 二q93dl j z
44447272魯^ £誚纷第纷~^J^魯^ £誚纷第纷~^J^332211♦ Рнс. 7.25. Кожухотрубный оросительный испаритель:'—Корпус; 2 — трубная решетка; 3 —• крышка с перегородками； 4 — распылительная труба; 5 — распределительная труба; 6 — сухопарник♦ Рнс. 7.25. Кожухотрубный оросительный испаритель:'—Корпус; 2 — трубная решетка; 3 —• крышка с перегородками； 4 — распылительная труба; 5 — распределительная труба; 6 — сухопарник2500%30352500%3035
4
4
4
4
72
72
魯^ £誚纷第纷~^J^
魯^ £誚纷第纷~^J^
3
3
2
2
1
1
♦ Рнс. 7.25. Кожухотрубный оросительный испаритель:
'—Корпус; 2 — трубная решетка; 3 —• крышка с перегородками； 4 — распылительная труба; 5 — распределительная труба; 6 — сухопарник
♦ Рнс. 7.25. Кожухотрубный оросительный испаритель:
'—Корпус; 2 — трубная решетка; 3 —• крышка с перегородками； 4 — распылительная труба; 5 — распределительная труба; 6 — сухопарник
2500%
3035
2500%
3035
力 Рис. 7.24. Кожухотрубный испаритель затоп-ленного типа на R12:
1 一 коллектор жидкостный; 2 — кожух; 3 一 пере-городки; 4, 5 — патрубки для входа и выхода рассо-ga; 6 — крышка; 7 — клапан предохранительный;? — указатель уровня; 9, 14 — вход н выход R12-?。一 манометр； ” 一 спуск воздуха; 12 — спуск теп-лоносителя; 13 — спуск масла
em・ Ориентировочные значения плотности теплового потока в нам' рмтелмх приведена в Та6п・ 7・4
Ко 昌 Ухотру6н£е ороситепьнме испарители. Какв КОЖУХОТРУ6, НХ мспармтепмх затопленного тмпа рассол в O^OOS^Q^^KEX нспа， рмтепмх течетпо трубам》а ХОЛОДШ1ЬНЙ агент кмгшт на поверхности пучка трур стекам по нему в вмде ппенкт Ко茨ухотрубнне оросмтепьнье мспармтепм запопнмютсм Мень, Емм количеством рабочего вещества》「щфостатмческмй столб жмд， костм практически не влияет на температуру КМПенммнтенсмвность теплопередачи BblEe за счет большего козффмимента теплоотдачи рм кнпенмм в стекающее Пленке* длм интенсивное работы аппарата необходимо обеспечить равномерное ОРОЕенме гюверхностм тру
Таблица 74
，6 5 4 3
3 2 I 9 9 8
1 000 ООО
о
т
п
,3 2 1 5 8 7
I О О О
ООО
七 p /
1
Гм
贸
g
2 1
! 1 gg О о
3 2 一
—3 6 1
О О О 1 ООО
S
т п п
4 3 2
6 5 3 ]
О О О 1 ОО。
5
ma
5 4 3. 7 6 2 1 О О О 1 ООО
H
x= 不^
ЮI
о о о 1 ООО
”5
М а
Орнентнровсжные uxtoxsx» 1vl отностн теплового потока д『в нспарнтелях
П р=м еиа н н е・ кожухотрубнь5нспарнтелн с гладкими трубами затопленного типа Tr применяются в составе аммиачных н Пропановь-Х холодильник маЕМН- Кох《ухотру6нь!е нспарнтелн с ребрмсть-ми трубами затопленного типа ИТР I в составе хладоноBZK Хол? AHmbHb-x маЕИМ на R12 и2、 ' '
На рмс・ 7.25 показан кожухотрубннй О^ООЯЙ^^КЕ& МСПармте』， Плотность тегиювого потока в оросмтепьннх кожухотрубных мспа， рмтепмх достигает 2900—3500 вт/м
Испарители с кипением рабочее。sewmcmsQ внутри труб, испа， рмтелм такого тмпа ммеют несколько конструктивных реЕенмн: кожухотрубнне мспармтепм (с прммьмм м с и—обра8Hbiмм трубками)； вертмкапьно’трубньле м панепьнне нспармтепм.
В кожухотрубньлх мспармтелмх можно получать нмзкме темпе， ратурьл теппоносмтепне опасаясь его замерзания м разрыва тру. 6ОК・ На рмс* 7.26 приведена КОНСТРУКЕ1М кожухотрубного испа， рмтепм с кмпенмем рабочего тепа внутри прямьлх труДля обеспе,, ченмм достаточное скорости двнженнм теппоносмтепм внутрн к? жуха установпенн вертикальнее перегородки* Скорость охпаждае, мой жмдкостмS п o-w—тоъ м/с，
На рм7・27 показана конструким* кожухотрубного нспарнтепа с внутрмтрубным кмпенмем в и，06разных трубках* V Панельном нспармтепь (рмс・ 7.28) представпмет 0О0О& прмм? угольные бакв котором размеЕенмспармтепьне секцмм Панель, коз типа н меЕапка длм обеспеченна UMPKyn^uMM рассола* Прм р举 ностм температур Ф5 у 5 + 6 ОС плотность теплового потока в па・ •непьннх* мспармтепмх достигаетп 2900+3500 вт/м
319
Испаритель-конденсатор, Испаритель-конденсатор является элементом каскадных холодильных машин, связывающим между собой верхний и нижний ветви каскада. Для верхней ветви каскада он является испарителем, для нижней ——конденсатором.
Рис. 7.26.
Кожухотрубный испаритель с
кипением рабочего
9 — вход н выход рабочего вещества； 2 — крышка; 3, 7 — выход н
' трубы； 6 — вентиль для продувки; 8
вход рассола; 4 —■ —трубная решетка;
/, 2.— вход и ?ыход рабочего вещества; 3 — крышка； 4,
9 — вход и выход рассола;
7 — вентиль для продувки; 8
а — кипя
—кожух;
Конструкция испарителя-конденсатора показана на рис. 7.29・， При разности температур в аппарате 8 ℃ плотность теплового потока доходит до qg = 1600 Вт/м2.
Испарители для охлаждения воздуха. Воздухоохладители. Воздухоохладители делятся на поверхностные (сухие), контактные
вещества внутри прямых труб: перегородки; 5 — кипятильные 10 — слив рассолавещества внутри прямых труб: перегородки; 5 — кипятильные 10 — слив рассолавнутри U-образных труб:внутри U-образных труб:тильные трубы; 6 丁 перегородки; 10 — слив рассола 'тильные трубы; 6 丁 перегородки; 10 — слив рассола '321321
вещества внутри прямых труб: перегородки; 5 — кипятильные 10 — слив рассола
вещества внутри прямых труб: перегородки; 5 — кипятильные 10 — слив рассола
внутри U-образных труб:
внутри U-образных труб:
тильные трубы; 6 丁 перегородки; 10 — слив рассола '
тильные трубы; 6 丁 перегородки; 10 — слив рассола '
321
321
(мокрые) и смешанного типа. Наиболее распространенными являются аппараты поверхностного типа, в которых воздух отдает теплоту рабочему веществу, кипящему внутри труб, или рассолу, протекающему по ним. Аппараты, в которых кипит холодильный агент, называют воздухоохладителями непосредственного охлаждения, а при отводе теплоты рассолом или еодои — воздухоохладителями водяного или рассольного охлаждения. В контактных воздухоохладителях отвод теплоты от воздуха происходит за счет непосредственного контакта последнего с водой или рассолом. Контактные воздухоохладители выполняются форсуночными или с орошаемой насадкой. В аппаратах смешанного типа отвод теплоты от воздуха происходит за счет кипения рабочего вещества в трубках . и за счет контакта с рассолом, охлаждаемым на поверхности трубок путем их орошения.
Поверхностные воздухоохладители обычно выполняют в виде пучка оребренных труб, заключенных в кожух. Гладкие трубы используют редко: в том случае, когда при охлаждении воздуха требуется его осушка. Циркуляция воздуха через аппарат принудительная, с помощью вентиляторов. Длина одного змеевика (от жидкостного до парового коллектора) 5—15 м, в крупных аппаратах до 20—25 м. Максимально допустимая длина такова： 厶乂 = rd^^){)/(4门口办、ву),(7.49)
где г — теплота парообразования, Дж/кг; dSH —— внутренний диаметр трубы, м; = —1/(尤 вх — Хвнх) — кратность циркуляции; х — паросодержание, кг/кг； qF вн — плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней поверхности трубы, Вт/м2'.
На рис. 7.30 показана конструкция сухого воздухоохладителя непосредственного охлаждения, работающего на R22. Воздух подается нормально пучку
труб, жидкий R22 ——через распределитель в секции, расположенные горизонтально по высоте аппарата, отвод пара — снизу каждой секции через вертикальный паровой коллектор. Такая конструкция аппарата обеспечивает хороший возврат масла. •
И П/р И. А. Сакуиа
Контактные воздухоохладители широко применяются при кондиционировании воздуха, когда помимо охлаждения требуется регулировать и влажность воздуха. Главное достоинство контактных аппаратов — меньшая разность температур между воздухом и орошающей жидкостью (водой или рассолом). На рис. 7.31 показан принцип работы форсуночного контактного воздухоохладителя, на
1000-1300
10
9
Рис. 7.28. Панельный испаритель:
300
J 一 отделитель жидкости; 2 — выход паров аммиака; 3 — коллектор сборный; 4 — коллектор , распределительный; 5 — вход жидкого аммиака; 6 — перелив рассола; 7 ——выход рассола;.'
8 — спуск рассола; 9 — изоляция; 10 — спуск масла; 11”
ный клапан
g
量章
Й
脈:
—автоматический предохранитель-"
рис. 7.32 изображен воздухоохладитель с орошаемой насадкой. Охлаждающая жидкость разбрызгивается форсунками на слой насадки, состоящий из фарфоровых колец. Воздух пропускается через слой колец противотоком снизу вверх и в результате контакта с насадкой охлаждается. Для предотвращения уноса капель жидкости над насадкой установлен сепаратор или отбойный слой колец.
Камерные приборы тихого охлаждения. Камерные приборы тихого охлаждения представляют собой теплообменные аппараты —— батареи, служащие для охлаждения воздуха в охлаждаемых помещениях. Внутри батарей движется рассол или кипит рабочее вещество, синимая теплоту от воздуха в результате его естественной циркуля〉 322
О^ов^5^3« I ^ssss^s^p ^ -xdrBWQHRW M i 寸 ^2 GcdBU 5x3Hi m"xaheoh 工。>5 1 e .^sш0аии Hoxa —、 :doIBJHeBHOX—qhgHdBLDX .671 Osa ' :
Перелив \ 8с微 4 6а研Вода
Рис. 7.31. Схема форсуночного воздухоохладителя
Рис. 7.32. Воздухоохладитель с орошаемой насадкой: / — отбойный слой; 2 — рабочий слой
Рис. 7.33. Аммиачная ребристая однорядная батарея:
乂 W штуцер； 2 — коллектор; 3 — подвеска; 4 — труба оребренная; 5 — подвеска; 6 — кол- 、лектор
ККН2買ячхо OJOHHagJOMaduomH q4aLH4"'4xoox 爲 0ffl.0-z 6K^
I
==-':;
I
==_=====一
=三
I
>
±
¥
期
±
¥
期
±
生
¥
±
尊
a
期
a
OLS
ции. Рассольные батареи применяются редко, только в тех случаях, когда этого нельзя избежать по условиям безопасности. Батареи, как правило, изготавливают оребренными с целью увеличения плотности теплового потока qF вн, сокращения расхода труб и уменьшения габаритных размеров аппарата.
Охлаждающие батареи бывают: потолочные, пристенные (одно- и двухрядные) гладкотрубные и ребристые, коллекторные и змеевиковые и т. п. На рис. 7.33 показана аммиачная пристенная батарея коллекторного типа АРС. Батарея имеет трубы, на которые спиралью навиты ребра. На рис. 7.34 изображена аммиачная ребристая потолочная батарея типа АРП. Батарея состоит из двух трехтрубных элементов, соединенных жидкостным и паровым коллекторами-. В каждом элементе две трубы расположены в верхнем ряду, одна —— в нижнем. На рис. 7.35 показана пристенная ребристая батарея типа ИРСН, работающая на R12 или R22.
§ 7.5. Расчет теплоотдачи в испарителях
Расчет теплоотдачи при кипении рабочих веществ. Кипение жидкостей может быть пузырьковым и пленочным. Переход от пузырькового к пленочному режиму кипения характеризуется критическим тепловым потоком 7^Кр- В испарителях холодильных машин 9s《9рнр， поэтому для них характерен пузырьковый режим кипения. Интенсивность процесса кипения возрастает с увеличением количества активных центров парообразования, поэтому шероховатость поверхности теплообмена влияет на теплоотдачу.
Процессы кипения в аппаратах холодильных машин протекают в большом объеме на поверхностях пучков гладких или ребристых труб при естественной конвекции или в трубах и каналах при естественной и вынужденной конвекции.
Кипение s большом объеме на одиночной трубе. На теплоотдачу при кипении жидкости в большом объеме влияют физические свойства вещества, плотность теплового потока qF или температурный напор 8® давление или температура насыщения, а также характеристика системы жидкость—поверхность нагрева.
С увеличением плотности теплового потока или температурного напора теплоотдача при кипении в большом объеме возрастает. Сначала это свободная конвекция, когда перегретая жидкость поднимается к, поверхности и испаряется, затем с увеличением 7К начинается неразвитое пузырьковое кипение, далее оно переходит в развитое и, наконец, наступает период пленочного кипения.
Коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов на одиночной горизонтальной трубе аот в зоне свободной конвекции и неразвитого пузырькового кипения (при числах Релея 3-10^ w Ra w 108) определяется по уравнениям:
Nu = 0,21 Ra"3,Nu = 0,21 Ra"3,(7.50)
Nu = 0,21 Ra"3,
Nu = 0,21 Ra"3,
327
R11RI2R2IR22RI42RC318Аммиак при /0 (℃)/о = =—30—20—10±0+ 10Л в481745420555209622465320048174陪5 19770,020271,0 20772,521174,0 217.R11RI2R2IR22RI42RC318Аммиак при /0 (℃)/о = =—30—20—10±0+ 10Л в481745420555209622465320048174陪5 19770,020271,0 20772,521174,0 217..Таблица 7.5Коэффициенты к уравнениям (7.51) и (7.53.Таблица 7.5Коэффициенты к уравнениям (7.51) и (7.53В зоне развитого пузырькового кипения коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов определяется по уравнению:В зоне развитого пузырькового кипения коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов определяется по уравнению:(7.57)(7.57)Рис. 7.36. Поправочный множитель ем, учитывающий влияние масла для R12 (а) н R22 (6):j — 0尸=1800 Вт/м2; 2 — 9尸=5000 Вт/м2; 3 —夕尸=10 000 Вт/м2;горизонталь*иая труба; — горизонтальная пластинаРис. 7.36. Поправочный множитель ем, учитывающий влияние масла для R12 (а) н R22 (6):j — 0尸=1800 Вт/м2; 2 — 9尸=5000 Вт/м2; 3 —夕尸=10 000 Вт/м2;горизонталь*иая труба; — горизонтальная пластина
R11
RI2
R2I
R22
RI42
RC318
Аммиак при /0 (℃)
/о = =—30
—20
—10
±0
+ 10
Л в
48
174
54
205
55
209
62
246
53
200
48
174
陪5 197
70,0
202
71,0 207
72,5
211
74,0 217.
R11
RI2
R2I
R22
RI42
RC318
Аммиак при /0 (℃)
/о = =—30
—20
—10
±0
+ 10
Л в
48
174
54
205
55
209
62
246
53
200
48
174
陪5 197
70,0
202
71,0 207
72,5
211
74,0 217.
.Таблица 7.5
Коэффициенты к уравнениям (7.51) и (7.53
.Таблица 7.5
Коэффициенты к уравнениям (7.51) и (7.53
В зоне развитого пузырькового кипения коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов определяется по уравнению:
В зоне развитого пузырькового кипения коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов определяется по уравнению:
(7.57)
(7.57)
Рис. 7.36. Поправочный множитель ем, учитывающий влияние масла для R12 (а) н R22 (6):
j — 0尸=1800 Вт/м2; 2 — 9尸=5000 Вт/м2; 3 —夕尸=10 000 Вт/м2;горизонталь*
иая труба; — горизонтальная пластина
Рис. 7.36. Поправочный множитель ем, учитывающий влияние масла для R12 (а) н R22 (6):
j — 0尸=1800 Вт/м2; 2 — 9尸=5000 Вт/м2; 3 —夕尸=10 000 Вт/м2;горизонталь*
иая труба; — горизонтальная пластина
где Ra — число Релея, Ra = GrPr = g/3p6/(va); или в размерном виде
«от = A/У2ap = В»/'・(7.51)
При кипении аммиака в зоне свободной конвекции при 103《
V Ra w 106 справедливы уравнения:
Nu = 0,5R”/4(7.52)
или в размерном виде
一 аотск = Xd-1/5^ap = В(гщ^\(7.53)
Значения коэффициентов Л и В для некоторых хладонов и аммиака приведены в табл. 7.5.
% = С^7^Р (n) (Rz/Rz эт)°*2>(7.54)
ГДеСо = 55О^；/рТ；р8^~1/8» 兀= Ро/Ркр； Rz ~ абсолютная средняя высота неровностей на шероховатой поверхности, мкм (для стальных труб R% = 3—6 мкм); Rz эт ——то же для эталонной поверхности (Az?T = 1 мкм); М — молекулярная масса;
尸 5) = 0,14 +(1,6+ 谷)九
зт
F (л)
л
F (л)
戶(л)
я
戶(л)
л
戶(л)
0,003
0,146
0,02
0,180
0,20
0,560 1
0,50
1,34
0,80
3 02
0,00<?
0,150
0,05
0,241
0,30
0,791
0,60
1,70
0,90
5」8
0,01
U, 16U
0,10
0,345
0,40
1,046
0,70
2,175
0,95
9,25
Значения Со для некоторых хладонов приведены ниже:
Рабочее веще
ство RH R12 R13 R13B1 R22 R142 R113 &3,5 4,2 5,224,514,74 4,053,07
Функция F (я) в уравнении (7.54) приведена
R114 RC318 R502
3,513,854,54
ниже:
В том случае, когда в хладоне растворено масло, коэффициент теплоотдачи, определенный по уравнению (7.54), умножается на поправочный множитель еМ1 определенный по графикам (рис. 7.36). 328
Для аммиака в зоне развитого кипения коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению (при /0 = ——40-^4-20 ℃ н 令尸 = =23 000+87 000 Вт/м2).
,ар = 2,2凉(ар"产；ар= 13,702'33^'7.(7.55); (7.56)
где ро ——давление кипения, бар.
-〈2 В переходной зоне неразвитого пузырькового кипения коэффициент теплоотдачи со стороны аммиака определяется по уравнению
«нр ^ОТСК у7 1 ~Ь (^р/^отск)'
Кипение в большом объеме на горизоншальном пучке гладких труб. При кипении на пучке труб средний коэффициент теплоот-
дачи больше, чем при кипении на одиночной трубе. Интенсификации теплообмена способствуют пузырьки пара, поднимающиеся с поверхности нижних рядов труб. Средний коэффициент теплоотдачи пучка при кипении хладонов при qF = 1000 ч-10 000 Вт/м2 определяется по уравнению
、 а = аО1еп, (7.58)
где аот определяется по уравнению (7.54);晶.определяет влияние числа рядов труб в пучке (рис. ;7.37). С учетом влияния примеси масла вводится дополнительно поправочный множитель ем. При /0 = —25-i——10 ℃, qF = 1000+6500 Вт/м2 и концентрации масла в R12 или R22 до 6 % ем 工 0,96.
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении NH3 на пучке труб диаметром 25—38 мм при числе рядов труб по высоте 6—10 в интервале температур /0 = 0 ч——30 ℃ и плотности теплового потока qF = 1200 4-12 000 Вт/м2 определяется по уравнениям
； а = 45g露ар или а = 580脚叫 (7.59); (7.60)
Кипение 6 большом объеме на горизонтальном пучке оребренных труб. При кипении хладонов на пучках из труб с накатными ребрами, без примесей масла коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению
а = ^эг^пр»(7.61)
где аот—средний коэффициент эталонного (шестирядного) пучка； ^р— коэффициент, учитывающий влияние числа рядов по высоте пучка.
Рис. 7.37. Поправочный множитель еп, учитывающий влияние числа рядов в пучке гладких труб: а ——десятирядный пучок (для R22); б——пятнадцатирядный пучок (для R12);—.—.—, —s/d = 1,15；— — б/d = 1,30;，— s/d = 1,45Рис. 7.37. Поправочный множитель еп, учитывающий влияние числа рядов в пучке гладких труб: а ——десятирядный пучок (для R22); б——пятнадцатирядный пучок (для R12);—.—.—, —s/d = 1,15；— — б/d = 1,30;，— s/d = 1,45
Рис. 7.37. Поправочный множитель еп, учитывающий влияние числа рядов в пучке гладких труб: а ——десятирядный пучок (для R22); б——пятнадцатирядный пучок (для R12);
—.—.—, —s/d = 1,15；— — б/d = 1,30;，— s/d = 1,45
Рис. 7.37. Поправочный множитель еп, учитывающий влияние числа рядов в пучке гладких труб: а ——десятирядный пучок (для R22); б——пятнадцатирядный пучок (для R12);
—.—.—, —s/d = 1,15；— — б/d = 1,30;，— s/d = 1,45
Для R12
а”= 18,3*4/25; азт = 3358рУ・(7.62); (7.63)
Для R22
а?т = 32,6办脸曲竺 «эт = 5680°'82р^45.(7.64); (7.65)
В уравнениях (7.62)—(7.65) р0 выражено в барах (1 бар = =105 Па), а величина епр определяется по графикам рис. 7,38.
Уравнения для аэт справедливы для шестирядного пучка с s/dHap = 1,28 при qF w 7000 Вт/м2. При 2000 < ^ < 6000 епр = Г.
При кипении на оребренном пучке R13 коэффициент теплоотдачи определяется по' уравнению*
a = Cd^p или а =。夕叫 (7.66); (7.67)
Уравнения справедливы при t0 — —60 ч-10 ℃, qF = 2000-^ + 10 000 Вт/м2. Величины С н 力 зависят от. температур кипения 70. При /0 - —60 ℃ С - 5,2, D = 140,6; при 街=—30 ℃ С - 9,65, D = 898,6; при 街=；—10 ℃ С = 15,3, D = 3581,6.
При кипении на шестирядном пучке R12 в смеси с маслом ХФ-12 при концентрации последнего g = 8 % в интервале температур /0 = —20ч——10 ℃ и тепловых потоках qF = 2000 ч-бООО Вт/м? коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению
а = аэтеМр,(7.68)
где емр — коэффициент, учитывающий влияние масла при кипении на оребренном пучке, £мр = 0,89 при /0 = —20 ℃ и £мр = 0,81 при = —10 ℃.
Коэффициент теплоотдачи при кипении R12 и R22 в смеси с маслами при 三=1+5 % на 10—30 % выше, чем у чистых веществ; при Е = 6+8 % он уменьшается; наибольшие значения а наблюдаются при 自=1 +3 %.
Кипение в трубах 〃 каналах. Средний коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов в горизонтальных трубах при малых qp определяется по уравнению
a = Cq?%@P)"，(7-69)
где w — скорость рабочего тела, м/с; р — плотность жидкости, кг/м3; Сим — коэффициенты, зависящие от свойств рабочего вещества. Для RL2 они соответственно равны 23,4 и 0,47; для R22 — 32,0 и 0,47； для R142 — 15,0 и 0,57.
Уравнение (7.69) применяют при величинах qF, ограниченных значениями массовой скорости 侬р, приведенных в табл. 7.6.
При значениях qF больше приведенных средний коэффициент теплоотдачи находится по уравнению
a = Aq^H(Wp)03d--B'2.(7.70)
Коэффициент А зависит от температуры кипения G и рабочего вещества (табл. 7.7).*
Уравнение (7.70) применяют при скорости жидкости, поступающей в трубы 侬= 0,05+0,5 м/с; ориентировочно w принимается равный 0,05 + 0,15 м/с.
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении аммиака внутри горизонтальной трубы определяется по уравнению
a =a5［1 + (ар/a j 可。@7,a =a5［1 + (ар/a j 可。@7,(7.71)(7.71)
a =a5［1 + (ар/a j 可。@7,
a =a5［1 + (ар/a j 可。@7,
(7.71)
(7.71)
где а^ — средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном дви- женни жидкости по уравнению для переходного и турбулентного режимов (7.16) при ес — 1 и е； — 1; ар — средний коэффициент теплоотдачи к аммиаку в зоне развитого кипения по уравнению (7.55).где а^ — средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном дви- женни жидкости по уравнению для переходного и турбулентного режимов (7.16) при ес — 1 и е； — 1; ар — средний коэффициент теплоотдачи к аммиаку в зоне развитого кипения по уравнению (7.55).Коэффициенты теплоотдачи п{ трубах и каналах определяютсяКоэффициенты теплоотдачи п{ трубах и каналах определяютсяРабочее侬С, кг/(м2・с)60120250400650R1215001800200025003000R2215001800200025003500R14228003000500070008000Рабочее侬С, кг/(м2・с)60120250400650R1215001800200025003000R2215001800200025003500R14228003000500070008000Таблица 7.6Таблица 7.6Плотность теплозого потока в зависимости от массовой скорости зР кипящих рабочих веществ в каналахПлотность теплозого потока в зависимости от массовой скорости зР кипящих рабочих веществ в каналахи кипении хладонов в вертикальных по уравнениям:в режиме пузырькового течения (хвх с 0,02)筝=。,25(看户(果厂%X传一广帝)%(7.72)для кольцевого течения (хвк = =0,17*0,89)許(叫湿в/=3,79 ［用产(7.73)и кипении хладонов в вертикальных по уравнениям:в режиме пузырькового течения (хвх с 0,02)筝=。,25(看户(果厂%X传一广帝)%(7.72)для кольцевого течения (хвк = =0,17*0,89)許(叫湿в/=3,79 ［用产(7.73)
где а^ — средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном дви- женни жидкости по уравнению для переходного и турбулентного режимов (7.16) при ес — 1 и е； — 1; ар — средний коэффициент теплоотдачи к аммиаку в зоне развитого кипения по уравнению (7.55).
где а^ — средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном дви- женни жидкости по уравнению для переходного и турбулентного режимов (7.16) при ес — 1 и е； — 1; ар — средний коэффициент теплоотдачи к аммиаку в зоне развитого кипения по уравнению (7.55).
Коэффициенты теплоотдачи п{ трубах и каналах определяются
Коэффициенты теплоотдачи п{ трубах и каналах определяются
Рабочее
侬С, кг/(м2・с)
60
120
250
400
650
R12
1500
1800
2000
2500
3000
R22
1500
1800
2000
2500
3500
R142
2800
3000
5000
7000
8000
Рабочее
侬С, кг/(м2・с)
60
120
250
400
650
R12
1500
1800
2000
2500
3000
R22
1500
1800
2000
2500
3500
R142
2800
3000
5000
7000
8000
Таблица 7.6
Таблица 7.6
Плотность теплозого потока в зависимости от массовой скорости зР кипящих рабочих веществ в каналах
Плотность теплозого потока в зависимости от массовой скорости зР кипящих рабочих веществ в каналах
и кипении хладонов в вертикальных по уравнениям:
в режиме пузырькового течения (хвх с 0,02)
筝=。,25(看户(果厂%
X传一广帝)%(7.72)
для кольцевого течения (хвк = =0,17*0,89)
許(叫湿в/=3,79 ［用产
(7.73)
и кипении хладонов в вертикальных по уравнениям:
в режиме пузырькового течения (хвх с 0,02)
筝=。,25(看户(果厂%
X传一广帝)%(7.72)
для кольцевого течения (хвк = =0,17*0,89)
許(叫湿в/=3,79 ［用产
(7.73)
где aw определяется по уравнению
50,023 ［也沪日汽果尸(志)。「(7.74)
В уравнениях (7.70)—(7.75) для труб d — внутренний диаметр трубы, для каналов ——эквивалентный диаметр &нв；九 ——теплопроводность жидкости, Вт/(м- К); ц — динамическая вязкость жид- костн, Па-с; Мст — то же при температуре стенки; г — теплота парообразования, Дж/кг; с — удельная теплоемкость, Дж/(кг- К); р，— плотность жидкости,^kr/м3; р" — то же для пара; a — поверхностное натяжение, Н/м;彳一паросодержание, кг/кг.
Т а б л и ц а 7.7
Значения коэффициента А для некоторых рабочих веществ
Рабочее вещество
厶，℃
—30
—10
о、
10
30
R11
0,33
0,475
0,54
0,605
0,79
R12
0,85
1,045
1,14
1,23
1,47 •
R22
0,95
1/7
1,32
1,47
1,25
R142
0,59
0,73
0,815
0,90
1.125
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении аммиака в вертикальных трубах и каналах в условиях свободной конвекции определяется по уравнению
а = (27,3 + 0,0%)凉鳴(Г。"， (7.75) справедливому при /0 = —30+0 ℃ и qF = 1000ч-14 000 Вт/м2 при полностью заполненных трубах.
Испарение 〃 кипение s стекающей пленке жидкости. Средний коэффициент теплоотдачи при испарении пленки хладонов, стекающей по поверхности пучка горизонтальных труб, определяется по уравнению
а = СГ"22($/4ар 严 8, (7.76)
где С ——коэффициент, зависящим от свойств рабочего тела; для R12 С = 7800, для R2 2 С - 9800, для R113 С =- 5600; , Г — плотгде С ——коэффициент, зависящим от свойств рабочего тела; для R12 С = 7800, для R2 2 С - 9800, для R113 С =- 5600; , Г — плотность орошения, м3/(м-с); s — шаг трубного пучка, м. Уравнение(7.76) справедливо при ^<9г н. з- Плотность теплового потока в начале закипанияG，. н. з=С「10吋。,35 (s/dHap)°'76"-"43,(7.77)где С】一■ коэффициент, зависящий от свойств рабочего вещества;для R12 &= 18,0, для R22 С* 亍 р —давление жидкости, бар.ность орошения, м3/(м-с); s — шаг трубного пучка, м. Уравнение(7.76) справедливо при ^<9г н. з- Плотность теплового потока в начале закипанияG，. н. з=С「10吋。,35 (s/dHap)°'76"-"43,(7.77)где С】一■ коэффициент, зависящий от свойств рабочего вещества;для R12 &= 18,0, для R22 С* 亍 р —давление жидкости, бар.Рабочее веществопри to, ℃7777оR128,16,75,75,0R228,67,25,95,14,716,0, для R11 нR113 С*=13,8;Рабочее веществопри to, ℃7777оR128,16,75,75,0R228,67,25,95,14,716,0, для R11 нR113 С*=13,8;Таблица 7.8Таблица 7.8Значения С2 = / (篇)Значения С2 = / (篇)Для условий развитого кипения пленкиДля условий развитого кипения пленки
где С ——коэффициент, зависящим от свойств рабочего тела; для R12 С = 7800, для R2 2 С - 9800, для R113 С =- 5600; , Г — плот
где С ——коэффициент, зависящим от свойств рабочего тела; для R12 С = 7800, для R2 2 С - 9800, для R113 С =- 5600; , Г — плот
ность орошения, м3/(м-с); s — шаг трубного пучка, м. Уравнение
(7.76) справедливо при ^<9г н. з- Плотность теплового потока в на
чале закипания
G，. н. з=С「10吋。,35 (s/dHap)°'76"-"43,
(7.77)
где С】一■ коэффициент, зависящий от свойств рабочего вещества;
для R12 &= 18,0, для R22 С* 亍 р —давление жидкости, бар.
ность орошения, м3/(м-с); s — шаг трубного пучка, м. Уравнение
(7.76) справедливо при ^<9г н. з- Плотность теплового потока в на
чале закипания
G，. н. з=С「10吋。,35 (s/dHap)°'76"-"43,
(7.77)
где С】一■ коэффициент, зависящий от свойств рабочего вещества;
для R12 &= 18,0, для R22 С* 亍 р —давление жидкости, бар.
Рабочее вещество
при to, ℃
7
7
7
7
о
R12
8,1
6,7
5,7
5,0
R22
8,6
7,2
5,9
5,1
4,7
16,0, для R11 н
R113 С*
=1
3,8;
Рабочее вещество
при to, ℃
7
7
7
7
о
R12
8,1
6,7
5,7
5,0
R22
8,6
7,2
5,9
5,1
4,7
16,0, для R11 н
R113 С*
=1
3,8;
Таблица 7.8
Таблица 7.8
Значения С2 = / (篇)
Значения С2 = / (篇)
Для условий развитого кипения пленки
Для условий развитого кипения пленки
(7.78)
где С?—— коэффициент, зависящий от рабочего вещества и температуры кипения С2 f (/0) (табл. 7.8).—
Уравнения (7.76)—(7.78) справедливы при 夕尸三 500+25 000 Вт/м2, Г = (0,3十2,4)10一4 м3/(м-с); s/dHap = 1,1 н-2,2; йНэр = 18,0 мм.
一 Расчет теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды. Теплоотдача при вынужденном движении жидкости s трубах и .каналах. Коэффициент теплоотдачи со стороны рассолов определяется по уравнениям (7.14)—(7.17) в зависимости от характера движения жидкости и вида поверхности теплообмена.
Значения коэффициентов В для рассолов и жидких рабочих веществ приведены в табл. 7.9 и 7.10.
Теплоотдача при вынужденном движении вдоль пластины. Средний коэффициент теплоотдачи при движении жидкости вдоль пластины для ламинарного и турбулентного слоев определяется соответственно по уравнениям:
Nu = O,66Reo,5P233； Nu = 0,037 Re0*8 Рг°>43. (7.79); (7.80)
В качестве определяющего размера при определении Re принята длина пластины Zo в направлении потока. Переход от ламинарного
Коэффициент S для рассолов
Таблица 7.9
Рассол
Плотность рассола при 15 ℃
Температура рассола, ℃
0
—5
—10
—15
—20
—30
1060
1410
1280
NaCl
1120
1310
1190
1070
1175
1200
1065
960
865
795
ИЗО
1240
1000
120Q
1060
875
695
1250
935
762
620
628
1286
845
—
684
560
459
течения среды в слое к турбулентному происходит при Re ^ 必(3+6) 105.
Для воздуха при f = —50 子50 °C уравнения (7.79) и (7.80) приводятся к виду；一
а = (3,4 + OQOS/Q/^op/Zo； а = (4,6 + 0,004/ж) [(^op)°,8//o,2)L
где /ж — усредненная температура потока,. РС; g — скорость движения потока, м/с.
При пользовании уравнениями (7.79) и (7.80) влияние на теплопередачу поправки £с не учитывается.'
Теплоотдача стекающей пленки растворов солей. При орошении труб растворами солей коэффициент теплоотдачи определяется по уравнениям соответственно для бромистого и хлористого лития:
(7.81)(7.82)(7.81)(7.82)а = 3450 (-；8T ) О +。，。。4方七)-q(33 ■；а = 1840 (0,77-g)(l + 0,01〃) Г^1^.
(7.81)
(7.82)
(7.81)
(7.82)
В этих уравнениях & — концентрация раствора; /我 一температура, ?С; ГI — плотность орошения, кг/(м-с); 4аР—наружный
.Таблица 7.10
Коэффи циент В для жидких рабочих веществ
Рабочее вещество
Температура, ℃
—30
—20
—10
0
10
20
30
Аммиак
2200
2235
2275
2320
2365
2390
2410
R11
—
570
580
586
590
R12
637
650
660
665
666
666
664
R22
786
776
764
750
734
716
695
диаметр трубы, м. Уравнения справедливы при Е = 0+0,635; Q = =0,0832 4-0,583 кг/(м-с); /ж = 35-55 ℃; 4аР = 16-^45 мм.
Теплоотдача при естественной конвекции. При конвективном теплообмене среды в неограниченном объеме средние коэффицншты теплоотдачи определяются по уравнениям:
для горизонтальной трубы при 103 V Ra < 108
,Nh = 0,50 R“25；(7.83)
для вертикальных стенки и трубы при 103 < Ra < 10° (ламннар- ный режим)
Nu'= с Ra°>25,(7.84)
где с = 0,75 при Q/F = const и с = 0,55 при fCT — constj при Ra > 109 (переход-Таблица 7.11
1HbiЙ И турбулентный ре- Значения коэффициентов А^ 4, 4
Nu = 0,15Ra"333. (7.85)
Температура воздуха, ℃
Для удобства расчетов уравнения(7.83)—(7.85)
Коэффициенты
-50
—20
0
20
Б0
4
1,38
1,34
1,31
1,26
1,22
преобразованы в виде-
a = A^ldK^\
乙ПРИ Q/F = const
2,08
2,00
1,98
1,88
1,84
a =儿(8/"严 5；
力2 при ，ст == const
1,535
1,46
1,44
1,40
1,35
а = Л3О 0'333,
力3
2,15
2,02
1,87
1,74
1,64
где 0 — /€Т — /с₽ед — раз-一
ность между температурами стенки и среды, ℃; Н— высота трубы или стенки, м.
Значения коэффициентов Аъ 总含 н Л8 для воздуха приведены в табл. 7.11.
Для горизонтальных труб диаметром 38—57 мм с круглыми спиральными навитыми ребрами высотой 40—50 мм и шагом-36 мм а = 2,36°，25.(7.86)
Лучистый теплообмен. Этот вид теплообмена на практике всегда сопровождается конвективной теплоотдачей. Обычно при расчетах теплообмена в аппаратах холодильных машин лучистой энергией пренебрегают. Однако при малых значениях коэффициентов конвективной теплоотдачи доля теплоты излучением может составлять 40——50 % и ее необходимо учитывать. Общий суммарный коэффициент теплоотдачи определяется по формуле
0toбш = . (7.87) где
ал = епрСвФ 6"黑二胃"叱； (7.88) %整 一 приведенная степень черноты системы, ^состоящей из двух тел; ф — коэффициент облученности.
Приведенная степень черноты системы епр для тел, хорошо поглощающих лучистую энергию (е ►> 0,5), определяется как произведение степени черноты поверхности теплообменного аппарата % на степень черноты стен помещения £?, в котором установлен аппарат.
Конвективный коэффициент теплоотдачи определяется по уравнениям (7.83)——(7.86). Коэффициент лучеиспускания поверхности абсолютно черного тела Со = 5,67 Вт/(м2- К4)； для увлажненной
металлической поверхности Со = 5,46 Вт/(м2- К4). Коэффициент облученности 屮 зависит от конфигурации поверхности батареи. Для одиночной гладкой трубы ф = 1, для батареи значения ф приведены в табл- 7.12.Для ребристой трубы вследствие взаимногометаллической поверхности Со = 5,46 Вт/(м2- К4). Коэффициент облученности 屮 зависит от конфигурации поверхности батареи. Для одиночной гладкой трубы ф = 1, для батареи значения ф приведены в табл- 7.12.Для ребристой трубы вследствие взаимногоВ атареяср при s/d123456Однорядная Двухрядная0,63 0,310,820 520,87 0,630,900,700,910,740,920,77В атареяср при s/d123456Однорядная Двухрядная0,63 0,310,820 520,87 0,630,900,700,910,740,920,77Таблица 7.12Таблица 7.12Коэффициент ф для гладкотрубных батарейКоэффициент ф для гладкотрубных батарейуи.i1tI- i_ 江《^—]]iii I父 0,4 45 46 0,7 Sp/dT 0 玄 歹 2,0 Z4 2,8 sml/nуи.i1tI- i_ 江《^—]]iii I父 0,4 45 46 0,7 Sp/dT 0 玄 歹 2,0 Z4 2,8 sml/nРис. 7.39. Зависимость коэффициентов облученности % и ф2 от отношений геометрических размеров ребристого пучка труб (Dp ——диаметр ребра; d^ — диаметр трубы; sp — шаг ребер)Рис. 7.39. Зависимость коэффициентов облученности % и ф2 от отношений геометрических размеров ребристого пучка труб (Dp ——диаметр ребра; d^ — диаметр трубы; sp — шаг ребер)экранирования ребер и затенения ими трубы(pr < 1. Коэффициент(р2 учитывает влияние числа рядов на теплоотдачу. Общий коэффициент облученности ф ~ фр(рй.- Значения ①^ и <р2 показаны на рис. 7.39.
металлической поверхности Со = 5,46 Вт/(м2- К4). Коэффициент облученности 屮 зависит от конфигурации поверхности батареи. Для одиночной гладкой трубы ф = 1, для батареи значения ф приведены в табл- 7.12.
Для ребристой трубы вследствие взаимного
металлической поверхности Со = 5,46 Вт/(м2- К4). Коэффициент облученности 屮 зависит от конфигурации поверхности батареи. Для одиночной гладкой трубы ф = 1, для батареи значения ф приведены в табл- 7.12.
Для ребристой трубы вследствие взаимного
В атарея
ср при s/d
1
2
3
4
5
6
Однорядная Двухрядная
0,63 0,31
0,82
0 52
0,87 0,63
0,90
0,70
0,91
0,74
0,92
0,77
В атарея
ср при s/d
1
2
3
4
5
6
Однорядная Двухрядная
0,63 0,31
0,82
0 52
0,87 0,63
0,90
0,70
0,91
0,74
0,92
0,77
Таблица 7.12
Таблица 7.12
Коэффициент ф для гладкотрубных батарей
Коэффициент ф для гладкотрубных батарей
уи.i1tI- i_ 江《^—]]iii I
父 0,4 45 46 0,7 Sp/dT 0 玄 歹 2,0 Z4 2,8 sml/n
уи.i1tI- i_ 江《^—]]iii I
父 0,4 45 46 0,7 Sp/dT 0 玄 歹 2,0 Z4 2,8 sml/n
Рис. 7.39. Зависимость коэффициентов облученности % и ф2 от отношений геометрических размеров ребристого пучка труб (Dp ——диаметр ребра; d^ — диаметр трубы; sp — шаг ребер)
Рис. 7.39. Зависимость коэффициентов облученности % и ф2 от отношений геометрических размеров ребристого пучка труб (Dp ——диаметр ребра; d^ — диаметр трубы; sp — шаг ребер)
Тепловой и конструктивный расчет испарителей для охлаждения жидких теплоносителей
Исходные параметры. Общая методика расчета. Для расчета и спа- рителя, предназначенного для охлаждения жидкого теплоносителя, необходимо знать его холодопроизводительность Q。，температуру -теплоносителя после охлаждения в аппарате ts^ рабочее вещество и тип аппарата.
Расчет испарителя сводится к определению площади его тепло- передающей поверхности F и конструктивному решению, связыва* ющему между собой его основные размеры.
Площадь теплопередающей поверхности испарителя определяется из уравнения теплопередачи
亿89)
где й ——коэффициент' теплопередачи, Вт/(м2- К)； 0пг ——средний логарифмический температурный напор, ℃; qF ——плотность теплового потока, отнесенная к гладкой поверхности, Вт/м2.
разность температурразность температурЧисленное определение коэффициента теплопередачи в испарителе затруднено, так как тепловое сопротивление (коэффициент теплоотдачи) со стороны кипящего холодильного агента находится в степенной зависимости от 0. По этой причине решение уравнения (7.89) сводится к графическому определению величины qF при разных перепадах температур между стенкой и средами, обменивающимися теплотой.
разность температур
разность температур
Средняя логарифмическая определяется по уравнению
(7.90)
Охлаждение рассола в испарителях составляет примерно 3—5 ℃, a 0m = 5 ч-7 ℃, причем для хладоновых аппаратов больше, чем для аммиачных. Оптимальные величины A/s и 0т определяются техникоэкономическим расчетом.
При определении qF учитывается термическое сопротивление стенки и загрязнений. В аммиачных испарителях оно составляет (0,7—0,9) 10-^ (м2* К)/Вт; в хладоновых аппаратах с гладкими стальными трубами (0,45+0,6) IO”"(м2.^)/Вт; в аппаратах с медными накатными трубами (0,24-0,3) 10~3 (м2- К)/Вт.
Графоаналитический метод расчета испарителя так же, как и расчет конденсатора, сводится к определению плотности теплового потока. Плотность теплового потока со стороны теплоносителя к стенке с учетом всех термических сопротивлений
Тепловой поток со стороны рабочего тела, отнесенный к площади поверхности со стороны теплоносителя,"
qFs = ^aFa/Fs-(7・92)
В этих уравнениях 也=f6m — /ст; 0а = /ст — 4；厶=厶加= =力+户а — площадь поверхности теплообмена со стороны
рабочего тела; Fs — площадь поверхности теплообмена со стороны охлаждаемой жидкости. Задаваясь несколькими значениями 0а (0 с < 0а < 0小)находим соответствующие значения 令尸,по которым строим зависимость qF =^ f (0а)- Точка пересечения линий по зависимостям (7.91) и (7.92) дает искомый тепловой поток.
Коэффициент теплопередачи аппарата, отнесенный к площади поверхности со стороны хладоносителя, определяется по уравнению
(7.93)(7.93)%s = q£sZm・
(7.93)
(7.93)
Коэффициент теплоотдачи со стороны рабочего тела
% = ?Fs/®a*{7.94)
расчетарасчетаКожухотрубные испарители затопленного типа. В начале
расчета
расчета
задаются размерами труб, из которых будет составлена площадь '
и их типом), при-и их типом), при-теплопередающей поверхности (диаметром труб
и их типом), при-
и их типом), при-
нимается состав хладоносителя и его концентрация, а также скорость
движения.
Теплофизические параметры теплоносителя определяются по таблицам его свойств в зависимости от принятой концентрации Е, которая должна быть такой, чтобы температура замерзания рассола /зам была ниже температуры кипения на 5——10 ℃.
Из уравнения теплового баланса испарителя определяется массовый расход теплоносителя
qqCs &1 — ％)Cs &1 — ％)(7.95)(7.95)
q
q
Cs &1 — ％)
Cs &1 — ％)
(7.95)
(7.95)
и количество труб в одном ходе аппарата
(7.96)
Полученная величина /^ округляется до целого значения и по уравнению (7.96) уточняется скорость движения теплоносителя w.
По вычисленному числу Re определяется характер движения теплоносителя и выбирается расчетное уравнение для определения коэффициента теплоотдачи. Эти уравнения приведены в § 7.2. Плотность теплового потока qF вн со стороны теплоносителя с учетом термического сопротивления стенки и загрязнений, отнесенная к площади внутренней поверхности, определяется по уравнению- (7.91). Плотность теплового потока со стороны рабочего вещества, отнесенная к площади внутренней поверхности, находится по уравнению (7.92). С учетом уравнений (7.58)——(7.60) при кипении на пучке гладких труб уравнение (7.92) примет вид:.
при кипении аммиака
qF ^ = 58^667Ряяр/Рвя-(7.97)
при кипении хладонов
"вн =或仍⑺Г(磊)"喝招穿.(7.98)
При кипении хладонов на пучке оребренных труб с учетом уравнений (7.61)——(7.68) плотность теплового потока определяется по уравнениям:
дляR12" вн =335P产(£пр£мр)2 баГнар/^ви；(7.99)
ДЛЯR 22qF вн =568曲45^『吟82居ар/居н；(7.100)
ДЛЯR 13办 ви =D限94尸нар/凡ц.(7.101)
Полученная система уравнений (7.91) и (7.97)—(7.101) п(^воляет графоаналитическим методом определить плотность теплового потока
в испарителе, отнесенную к внутренней гладкой поверхности. На рис. 7.40 пока-工 зано это решение.
Коэффициент теплопередачи в аппарате и коэффициент теплоотдачи от стенки к кипящему рабочему веществу определяется по уравнениям:
После определения по уравнению (7.89) площади внутренней поверхности теплопередачи FBIi выполняется конструктивный расчет аппарата, позволяющий затем осуществить его конструкторскую разработку.
Конструктивные размеры аппарата и его теплопередающая поверхность связаны соотношением:
Рис, 7.40. Графоаналитиче- ский метод определения плотности теплового потока в испарителеРис, 7.40. Графоаналитиче- ский метод определения плотности теплового потока в испарителе尸вн 江dpH孔iAz, (7. !О2); где rfBH ——внутренний диаметр трубы, м «!—— число труб в одном ходе;乙 ——длина
Рис, 7.40. Графоаналитиче- ский метод определения плотности теплового потока в испарителе
Рис, 7.40. Графоаналитиче- ский метод определения плотности теплового потока в испарителе
труб в аппарате, м; z — число ходов.
Общее число труб в испарителе n = 〃iZ определяет диаметр аппарата при длине /「 Пучок труб в кожухотрубных испарителях располагается по сторонам концентрических шестиугольников со смещением в нижнюю часть обечайки. Верхняя часть освобождается
от труб с целью снижения уровня жидкого рабочего вещества по
высоте.
Число ходов в аппаратах четное и равно 2——8. Принимая число ходов z、определяем общее число труб п и по специальным таблицам или уравнению (7.34)——число труб т по диагонали внешнего шестиугольника. Диаметр (внутренний) обечайки находится по зависимости (7.36).
Оптимальное соотношение между длиной аппарата 厶 и DBH составляет 4—6.
Кожухотрубные ороснтельнь^ испарители. Тепловой поток со стороны теплоносителя» движущегося внутри труб, определяется
по аналогии с расчетом кожухотрубных испарителей затопленного типа по уравнению (7.91).
Тепловой поток со стороны испаряющейся на поверхности горизонтального пучка труб пленки хладонов с учетом уравнения (7.78) определяется по зависимости
"вн =喲7居ар/爲н.(7.103)
Решая графоаналитическим методом систему уравнений (7.91) и (7.103), определяем qF вн и FBH. Далее выполняем конструктивный расчет аппарата и для полученных конструктивных соотношений определяем плотность орошения пучка труб рабочим веществом
Т = Ga/(/1pzia),(7,104)
где Ga — массовый расход рабочего вещества, кг/с; 厶 一'длина трубы, м; р плотность жидкости, кг/м3; 九3 ——эквивалентное число параллельных труб по ширине пучка,
"& =1,04 好科5(S]/S2 卢5；(7.105)
п —— общее число труб в пучке;玩 н 员 —— горизонтальный и вертикальный шаг труб в пучке, м.
Полученное численное значение плотности орошения Г позволяет установить правильность применения уравнения (7.78).- Для этого ； по уравнению (7.77) определяем тепловой поток в начале закнпа- ния 7К11, з- Если qF вп > qF п. 3Fnap/FBH и Г лежит в допустимых пределах (0,3+2,4) 10~4 м3/(м - с), расчет выполнен правильно. В противном случае расчет повторяется с учетом уравнения (7.76).
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб и каналов.
В кожухотрубных испарителях с кипением хладонов внутри труб • движение теплоносителя имеет сложный характер: на одной части поверхности жидкость движется поперек труб, на другой ——вдоль. Однако первая часть поверхности преобладает, позтому коэффициент теплоотдачи считается по уравнению (7.18), а тепловой поток относится к наружной (гладкой) поверхности теплообмена по уравнению (7.91). При определении а скорость теплоносителя принимается равной w < 0,5 м/с.
опреде-опреде-Тепловой поток со стороны хладонов, кипящих в горизонтальных трубах с внутренним оребрением, определяется с использованием уравнений (7.69) и (7.70). Расчет выполняется в следующей после-
опреде-
опреде-
довательности. Задаваясь скоростью движения хладона w, ляем его массовую скорость ©р и число труб в одном ходе
小=&/(以侬 Р),(7.106)
где /ж ——живое сечение внутри оребренной трубы, м2 (для медных внутриоребренных 10-канальных труб с dHap 匸 20 мм /ж 匸 н 1,1724-10~4 м2). Число /г】 округляем до целого значения и по нему уточняем величину 侬.
Массовая скорость хладоиа 侬р определяет уравнение, по которому рассчитывается тепловой поток.
Для тепловых потоков поДля тепловых потоков поуравнению (7.69)уравнению (7.69)др нар = С1,176 (дар)др нар = С1,176 (дар)'"баеуб&н/Е'"баеуб&н/Енар.нар.(7.107)(7.107)При тепловых потоках по уравнению (7.70)
Для тепловых потоков по
Для тепловых потоков по
уравнению (7.69)
уравнению (7.69)
др нар = С1,176 (дар)
др нар = С1,176 (дар)
'"баеуб&н/Е
'"баеуб&н/Е
нар.
нар.
(7.107)
(7.107)
9尸Нар -户(叫严「'矍5аН/аар.
(7.108)в уравнения(7.108)в уравненияКоэффициент оребрения 尸冃"尸磔卩=₽, входящий (7.107) и (7.108) для вышеназванных труб, равен 2,52.
(7.108)
в уравнения
(7.108)
в уравнения
Совместное решение графоаналитическим методом уравнений (7.91) и (7.107) или (7.108) определяет плотность теплового потока в аппарате. Сопоставляя полученное значение qF с данными рекомен' дациями, устанавливаем правильность применения уравнений (7.107) или (7.108). Поверхность теплопередачи 尸нпр определяется по уравнению (7.89) с учетом величины qy^»
Кожухотрубные испарители с кипением внутри труб имеют, как правило, число ходов z = 2. По этой причине скорость рабочего вещества должна быть небольшой, тогда аппарат будет иметь ограниченную длину и отношение 2JD должно лежать в пределах 4——6 с уменьшенным числом перегородок по 一 длине и сопротивлением движению хладоносителя.
Конструктивным расчетом, аналогично расчету кожухотрубного испарителя, определяются общее число труб в пучке л, длина труб в пучке 厶，внутренний диаметр обечайки DnH.
Расстояние между перегородками по длине аппарата находится исходя из определенной величины живого сечения на пути теплоносителя
VsVsилиилиГж =九 J (§1 一 dnap)； отсюда расстояние между перегородками (шаг)Гж =九 J (§1 一 dnap)； отсюда расстояние между перегородками (шаг)(7.110)(7.110)Пэ (si 一 &нар)'Пэ (si 一 &нар)'(7.1И)(7.1И)衝断产轟х：^雷脇膿г叫恥縱嚣衝断产轟х：^雷脇膿г叫恥縱嚣метр труб, м.Число перегородок по длине пучкаi = /#；(7.112)При развитом кипении в горизонтальных трубах аммиака тепловой поток с учетом уравнений (7.71), (7.16) и (7.55) и алгебраических преобразований определяется по уравнению,"нар=(50,7加05磴，5+眇5嘉/667метр труб, м.Число перегородок по длине пучкаi = /#；(7.112)При развитом кипении в горизонтальных трубах аммиака тепловой поток с учетом уравнений (7.71), (7.16) и (7.55) и алгебраических преобразований определяется по уравнению,"нар=(50,7加05磴，5+眇5嘉/6678а户■ г нар8а户■ г нар(7.113)(7.113)(7.109)
Vs
Vs
или
или
Гж =九 J (§1 一 dnap)； отсюда расстояние между перегородками (шаг)
Гж =九 J (§1 一 dnap)； отсюда расстояние между перегородками (шаг)
(7.110)
(7.110)
Пэ (si 一 &нар)'
Пэ (si 一 &нар)'
(7.1И)
(7.1И)
衝断产轟х：^雷脇膿г叫恥縱嚣
衝断产轟х：^雷脇膿г叫恥縱嚣
метр труб, м.
Число перегородок по длине пучка
i = /#；(7.112)
При развитом кипении в горизонтальных трубах аммиака тепловой поток с учетом уравнений (7.71), (7.16) и (7.55) и алгебраических преобразований определяется по уравнению
,"нар=(50,7加05磴，5+眇5嘉/667
метр труб, м.
Число перегородок по длине пучка
i = /#；(7.112)
При развитом кипении в горизонтальных трубах аммиака тепловой поток с учетом уравнений (7.71), (7.16) и (7.55) и алгебраических преобразований определяется по уравнению
,"нар=(50,7加05磴，5+眇5嘉/667
8а户■ г нар
8а户■ г нар
(7.113)
(7.113)
В переходной зоне неразвитого пузы^кового кипения аммиака с учетом уравнений (7.57), (7.53) и (7.16),
qF нор =/尸網/8 (氏г%/4 + 13,7陪%"严仇. (7.114) 'нар
При расчете пластинчатых испарителей с кипением внутри вер-： тикальных каналов тепловой поток со стороны теплоносителя удобно - относить к площади внутренней гладком поверхности
Т I ¥飞% FнарNj 儿尸нарТ I ¥飞% FнарNj 儿尸нар(7.115)(7.115)где as определяется по уравнениям (7.79) или (7,80) в зависимости от характера течения теплоносителя при средней скорости ш с W 0,6 м/с.Стандартные панели, из которых компонуются секции пластинчатых испарителей, имеют следующие размеры: шаг каналов по длине панели s】=38 мм; толщина перемычки между каналами 6Р =. — 5 мм; длина перемычки 2九卩 = 13 мм; наружный диаметр канала ' d^ap = 25 мм; внутренний диаметр канала 々^н ^ 20 мм; число каналов z = ll; длина панели / = 0,42 м; высота панели Н = 0,77 м. Каждая секция- включает в себя шесть панелей при общей длине 厶 = 3 м. Панели в секции объединены общими коллекторами диаметром 25x2,5 мм.Тепловой поток при кипении аммиака в вертикальных каналах можно определить с учетом уравнения (7.75) по уравнениюгде as определяется по уравнениям (7.79) или (7,80) в зависимости от характера течения теплоносителя при средней скорости ш с W 0,6 м/с.Стандартные панели, из которых компонуются секции пластинчатых испарителей, имеют следующие размеры: шаг каналов по длине панели s】=38 мм; толщина перемычки между каналами 6Р =. — 5 мм; длина перемычки 2九卩 = 13 мм; наружный диаметр канала ' d^ap = 25 мм; внутренний диаметр канала 々^н ^ 20 мм; число каналов z = ll; длина панели / = 0,42 м; высота панели Н = 0,77 м. Каждая секция- включает в себя шесть панелей при общей длине 厶 = 3 м. Панели в секции объединены общими коллекторами диаметром 25x2,5 мм.Тепловой поток при кипении аммиака в вертикальных каналах можно определить с учетом уравнения (7.75) по уравнению"вн - (27,3 + 0,0%广82du，436*82."вн - (27,3 + 0,0%广82du，436*82.(7.116)(7.116)При кипении хладонов qF вн определяется с использованием, уравнений (7.72)—(7.74).Совместное решение графоаналитическим методом уравнений (7.115) и (7.116) определяет- qF вн, по которому находится площадь внутренней поверхности FBH.При конструктивном расчете аппарата определяется число раллельных секций 2c и ширина канала между между осями- секций).При кипении хладонов qF вн определяется с использованием, уравнений (7.72)—(7.74).Совместное решение графоаналитическим методом уравнений (7.115) и (7.116) определяет- qF вн, по которому находится площадь внутренней поверхности FBH.При конструктивном расчете аппарата определяется число раллельных секций 2c и ширина канала между между осями- секций).па-па-секциями (или шагсекциями (или шагПлощадь внутренней поверхности одной секции на %анПлощадь внутренней поверхности одной секции на %ан尸工=2尸к0101n +孔najпан，尸工=2尸к0101n +孔najпан，(7.117)(7.117)где 尸колл — внутренняя поверхность коллекторов (парового и жидкостного) секции, м2; ипап ——число панелей в секции; FnaH ——площадь внутренней поверхности одной секции (по каналам), м2.С учетом конструктивных размеров панели и коллекторов уравнение (7.117) примет вид尸上=2Л统hl + ^пан*^^вн^^*Число параллельных секций в аппаратегде 尸колл — внутренняя поверхность коллекторов (парового и жидкостного) секции, м2; ипап ——число панелей в секции; FnaH ——площадь внутренней поверхности одной секции (по каналам), м2.С учетом конструктивных размеров панели и коллекторов уравнение (7.117) примет вид尸上=2Л统hl + ^пан*^^вн^^*Число параллельных секций в аппарате% =尸в"尸А% =尸в"尸А
Т I ¥飞
% FнарNj 儿尸нар
Т I ¥飞
% FнарNj 儿尸нар
(7.115)
(7.115)
где as определяется по уравнениям (7.79) или (7,80) в зависимости от характера течения теплоносителя при средней скорости ш с W 0,6 м/с.
Стандартные панели, из которых компонуются секции пластинчатых испарителей, имеют следующие размеры: шаг каналов по длине панели s】=38 мм; толщина перемычки между каналами 6Р =. — 5 мм; длина перемычки 2九卩 = 13 мм; наружный диаметр канала ' d^ap = 25 мм; внутренний диаметр канала 々^н ^ 20 мм; число каналов z = ll; длина панели / = 0,42 м; высота панели Н = 0,77 м. Каждая секция- включает в себя шесть панелей при общей длине 厶 = 3 м. Панели в секции объединены общими коллекторами диаметром 25x2,5 мм.
Тепловой поток при кипении аммиака в вертикальных каналах можно определить с учетом уравнения (7.75) по уравнению
где as определяется по уравнениям (7.79) или (7,80) в зависимости от характера течения теплоносителя при средней скорости ш с W 0,6 м/с.
Стандартные панели, из которых компонуются секции пластинчатых испарителей, имеют следующие размеры: шаг каналов по длине панели s】=38 мм; толщина перемычки между каналами 6Р =. — 5 мм; длина перемычки 2九卩 = 13 мм; наружный диаметр канала ' d^ap = 25 мм; внутренний диаметр канала 々^н ^ 20 мм; число каналов z = ll; длина панели / = 0,42 м; высота панели Н = 0,77 м. Каждая секция- включает в себя шесть панелей при общей длине 厶 = 3 м. Панели в секции объединены общими коллекторами диаметром 25x2,5 мм.
Тепловой поток при кипении аммиака в вертикальных каналах можно определить с учетом уравнения (7.75) по уравнению
"вн - (27,3 + 0,0%广82du，436*82.
"вн - (27,3 + 0,0%广82du，436*82.
(7.116)
(7.116)
При кипении хладонов qF вн определяется с использованием, уравнений (7.72)—(7.74).
Совместное решение графоаналитическим методом уравнений (7.115) и (7.116) определяет- qF вн, по которому находится площадь внутренней поверхности FBH.
При конструктивном расчете аппарата определяется число раллельных секций 2c и ширина канала между между осями- секций).
При кипении хладонов qF вн определяется с использованием, уравнений (7.72)—(7.74).
Совместное решение графоаналитическим методом уравнений (7.115) и (7.116) определяет- qF вн, по которому находится площадь внутренней поверхности FBH.
При конструктивном расчете аппарата определяется число раллельных секций 2c и ширина канала между между осями- секций).
па-
па-
секциями (или шаг
секциями (или шаг
Площадь внутренней поверхности одной секции на %ан
Площадь внутренней поверхности одной секции на %ан
尸工=2尸к0101n +孔najпан，
尸工=2尸к0101n +孔najпан，
(7.117)
(7.117)
где 尸колл — внутренняя поверхность коллекторов (парового и жидкостного) секции, м2; ипап ——число панелей в секции; FnaH ——площадь внутренней поверхности одной секции (по каналам), м2.
С учетом конструктивных размеров панели и коллекторов уравнение (7.117) примет вид
尸上=2Л统hl + ^пан*^^вн^^*
Число параллельных секций в аппарате
где 尸колл — внутренняя поверхность коллекторов (парового и жидкостного) секции, м2; ипап ——число панелей в секции; FnaH ——площадь внутренней поверхности одной секции (по каналам), м2.
С учетом конструктивных размеров панели и коллекторов уравнение (7.117) примет вид
尸上=2Л统hl + ^пан*^^вн^^*
Число параллельных секций в аппарате
% =尸в"尸А
% =尸в"尸А
Эта величина округляется до целого большего числа, что идет в за
(7.118)(7.118)пас расчетной площади поверхности аппарата. Ширина каналов между секциями
(7.118)
(7.118)
В =尸Ж с/"?1，
где ^ж> с — площадь живого сечения каналов в направлении движения теплоносителя, м2;乙——число параллельных секций в данном направлении движения теплоносителя (в одном ходе);где ^ж> с — площадь живого сечения каналов в направлении движения теплоносителя, м2;乙——число параллельных секций в данном направлении движения теплоносителя (в одном ходе);卫=^8卫=^8QoQoс$ А%др；с$ А%др；(7.119)(7.119)
где ^ж> с — площадь живого сечения каналов в направлении движения теплоносителя, м2;乙——число параллельных секций в данном направлении движения теплоносителя (в одном ходе);
где ^ж> с — площадь живого сечения каналов в направлении движения теплоносителя, м2;乙——число параллельных секций в данном направлении движения теплоносителя (в одном ходе);
卫=
^8
卫=
^8
Qo
Qo
с$ А%др；
с$ А%др；
(7.119)
(7.119)
Шаг между осями секций
S = dHap + B.(7.120)
Испаритель-конденсатор. В испарителе-конденсаторе одновременно протекают два процесса: конденсация паров R13 внутри пучка горизонтальных труб и кипение R22 на наружной поверхности медных накатных оребренных труб. Тепловой поток при конденсации R13 внутри пучка горизонтальных труб с учетом уравнения (7.1) определяется по формуле
办 нар = О,721/嘗*' (7.121)
где г ——разность энтальпий пара и сконденсировавшейся жидкости, Дж/кг.
Тепловой поток со стороны кипящего R22 определяется по уравнению (7.100).
Для нахождения теплового потока в аппарате также применяется графоаналитический метод, причем при построении зависимости (7.121) и (7.100) имеется в виду, что 9m = t—/0-
После определения площади внутренней поверхности теплопередачи 尸вн выполняется конструктивный расчет аппарата.
Расчет испарителей для охлаждения воздуха
Особенность тепло- и массообмена в воздухоохладителях. В воздухоохладителях относительно теплый влажный воздух соприкасается с холодной теплопередающей поверхностью аппарата (в сухих воздухоохладителях) или с холодной поверхностью воды или рассола в мокрых воздухоохладителях. При температуре поверхности ниже точки росы воздуха, входящего в аппарат, происходит конденсация пара, содержащегося в воздухе, и выпадение влаги. В сухих воздухоохладителях в зависимости от температуры поверхности конденсат выпадает в виде пленки воды или инея; в мокрых воздухоохладителях конденсат смешивается с водой или рассолом.
У холодной поверхности воздух имеет ее температуру и становится насыщенным. Состояние выходящего воздуха представляет смесь поступающего и насыщенного воздуха при температуре поверхности.
(7.122)(7.122)В диаграмме d—i (рис. 7.41) точки, характеризующие состояние воздуха у входа (/), выхода (2) и у поверхности (叫 расположены на одной прямой,_ характеризующей процесс охлаждения воздуха. Уклон линии процесса охлаждения характеризуется уравнением
(7.122)
(7.122)
di 一厶由■- dw
При расчете воздухоохладителей учитывают не только отводимую теплоту Qq, но и количество влаги %, которое должно быть отведено от воздуха. Поэтому в колорическом расчете охлаждаемых помещений наряду с установлением тепловых притоков необходимо опреде
лять и притоки влаги через ограждающие поверхности, от продуктов и т. д. I
£ = Qo/%・(7.123)£ = Qo/%・(7.123)Умножив уравнение (7.122) на расход сухого воздуха GB, получим уклон линии процесса
£ = Qo/%・(7.123)
£ = Qo/%・(7.123)
Эта величина называется тепло- влажностным отношением.
Работа сухого воздухоохладителя характеризуется диапазоном измене
Рис. 7.41. Процессы охлаждения раничен касательной, проведенной воздуха в воздухоохладителяхиз точки / к линии 屮 =1 (линия/ ——с другой стороны ——пересечением линии di = const с линией 屮 =1 (линия / ——а). Температура поверхности может быть и ниже twl, однако в этом случае у поверхности охлаждения часть влаги воздуха выпадет в виде тумана.Рис. 7.41. Процессы охлаждения раничен касательной, проведенной воздуха в воздухоохладителяхиз точки / к линии 屮 =1 (линия/ ——с другой стороны ——пересечением линии di = const с линией 屮 =1 (линия / ——а). Температура поверхности может быть и ниже twl, однако в этом случае у поверхности охлаждения часть влаги воздуха выпадет в виде тумана.ния температур охлаждающей поверхности. С одной стороны, он ог-
Рис. 7.41. Процессы охлаждения раничен касательной, проведенной воздуха в воздухоохладителяхиз точки / к линии 屮 =1 (линия
/ ——с другой стороны ——пересечением линии di = const с линией 屮 =1 (линия / ——а). Температура поверхности может быть и ниже twl, однако в этом случае у поверхности охлаждения часть влаги воздуха выпадет в виде тумана.
Рис. 7.41. Процессы охлаждения раничен касательной, проведенной воздуха в воздухоохладителяхиз точки / к линии 屮 =1 (линия
/ ——с другой стороны ——пересечением линии di = const с линией 屮 =1 (линия / ——а). Температура поверхности может быть и ниже twl, однако в этом случае у поверхности охлаждения часть влаги воздуха выпадет в виде тумана.
При температуре поверхности выше точки росы 乙 воздух в воздухоохладителе не будет осушаться. При хранении пищевых продуктов, когда отвод влаги от них нецелесообразен, температура поверхности * выбирается близкой к температуре точки росы /а. Однако это приводит к уменьшению разности температур между воздухом и поверхностью теплообмена, что, в свою очередь, влечет за собой увеличение поверхности охлаждения и удорожание аппарата.
В мокрых воздухоохладителях предельные процессы ограничены линиями / ——陋1 м / ——侬2，касательными к линии 屮=L
Если температура поверхности tw лежит в пределах twl V /侬 « 《ta ——происходит охлаждение и осушение воздуха (влагосодержа- ние уменьшается). При /ш = /@ воздух охлаждается без изменения влагосодержания. Если /& V /山 V /1 воздух охлаждается и увлажняется. Если при этом ii = £切,то температура tw соответствует пределу охлаждения воздуха. При ^ <5 Zw <5 /ш2 воздух нагревается и увлажняется.
Мокрые воздухоохладители широко применяются при кондиционировании, так как с их помощью можно регулировать в широ- ких пределах температуру и влажность воздуха.
При низких температурах воздуха в качестве теплоносителя вместо воды используется рассол. Концентрация рассола выбирается' такой, чтобы он не замерзал. В мокрых рассольных воздухоохла- дителях состояние насыщенного воздуха не будет соответствовать кривой ф = 1, так как упругость водяных паров над рассолом ps меньше, чем над водой pw. Состояние воздуха в пограничном с поверхностью слое характеризуется точкой, лежащей на линии(ps = =ps/pw. Упругость пара над рассолом р$ определяется по таблицам, которые составлены для различных рассолов, применяемых в холодильной технике.
Если заданы начальное состояние воздуха (точка /) и линия 屮$ = р/р® то область работы мокрого рассольного воздухоохладителя ограничена линиями / ——d и / ——е, касательными к линии (р3 < 1. Таким образом, воздух выходит из воздухоохладителя в ненасыщенном состоянии и толь ко в предельном случае близким к насыщенному.
В большинстве случаев объемы воздуха, проходящего через воздухоохладитель, устан^ливаются с учетом технологических или иных требований. Для обеспечения равномерности температур внутри охлаждаемых помещений желательны большие количества циркулирующего воздуха.
В сухих и мокрых в озду хоо хл ад ител я х практически возможное предельное охлаждение воздуха (состояние при выходе) до ср == =0,95+0,97.
Количество теплоты, отведенной от воздуха вследствие тепло- и массообмена с холодной поверхностью воздухоохладителя
Qo =。麻一 U F -WoiCT = Gb & — J),(7.124)
где о % а/Гр — коэффициент влагообмена, кг/(м2- с); im — энтальпия воздуха при средней температуре в аппарате, Дж/(кг* К)； i@ —— энтальпия воздуха у поверхности охлаждения; F ——площадь поверхности теплообмена, м2； zCT ——энтальпия конденсата, выпавшего на поверхность охлаждения; Wo — количество выпавшего конденсата, кг/с； GB ——массовый расход воздуха, кг/с; с；——теплоемкость воздуха, Дж/(кг-К).
Количество теплоты, отведенной от воздуха путем конвективного теплообмена (сухой теплоотдачей),
Qeyx = a(^-UF.(7.12$
Коэффициент влаговыпадения
自-Qo/Qcyx・，(7.126)
При ^ > 0 ℃
,・ 自= 1 +2480^^;(7.127)
при М《В ℃при М《В ℃Е= 1 +2880 学=1.Е= 1 +2880 学=1.(7.128)(7.128)На рис. 7.42 показан процесс изменения состояния воздуха в мокром форсуночном воздухоохладителе. В аппарат поступает воздух состояния / (точка /). Основная часть воздуха вступает к тепло- и массообмен с теплоносителем, выходящим в виде мелких
при М《В ℃
при М《В ℃
Е= 1 +2880 学=1.
Е= 1 +2880 学=1.
(7.128)
(7.128)
Рис. 7.42. Изменение состояния воздуха -в мокром форсуночном воздухоохладителеРис. 7.42. Изменение состояния воздуха -в мокром форсуночном воздухоохладителекапель из форсунок. Частицы воздуха, непосредственно соприкасающиеся с каплями, в пределе приобретают температуру капель и влажность, отвечающую условиям полного насыщения. Если форсунками разбрызгивается вода, то воздух у поверхности капель будет иметь влажность, соответствующую <р = 1. В процессе тепло- и массообмена с воздухом температура теплоносителя (капель) изменяется от twl до ^2- Равновесное состояние воздуха у поверхности капель соответствует температуре 凜乳 поэтому изменение состояния основной части воздуха происходит по линии / ——w2.
Рис. 7.42. Изменение состояния воздуха -в мокром форсуночном воздухоохладителе
Рис. 7.42. Изменение состояния воздуха -в мокром форсуночном воздухоохладителе
Часть влаги, выходящей из форсунок, осаждается на стенках камеры и в выходных сепараторах. Вследствие тепло- и массообмена
с воздухом температура этой выпавшей влаги близка к температуре предела охлаждения /вл1 = /3. Часть воздуха (меньшая) будет соприкасаться с этими увлажненными поверхностями и процесс изменения состояния этой части воздуха пойдет по линии /—3.
Если температура tw2 ниже температуры точки росы /а, то основная часть воздуха охлаждается и осушается. Другая (меньшая) часть воздуха вследствие адиабатного испарения будет увлажняться (процесс /—3), при этом температура воздуха будет понижаться менее интенсивно.
В результате сочетания этих двух процессов тепло- и массообмена (процесса 1—w2 и процесса 1——5) действительный процесс изменения состояния воздуха усредненно можно представить процессом /—4. При увеличении расхода теплоносителя (и неизменном количестве и состоянии подаваемого воздуха) процесс 1—4 будет приближаться к процессу / — g и, наоборот, при уменьшении подачи теплоносителя — отходить от процесса
Процессы, происходящие в форсуночном воздухоохладителе, принято характеризовать энтальпийным и температурным коэффициентами % н %：
Q =区二生 ^专也，(7.129);(7.130)
где »2— энтальпия воздуха после воздухоохладителя, кДж/кг; 4л — температура воздуха после воздухоохладителя, ℃.
-воздухоохладителе от
ввОтклонение действительного прог условного определяется отношением а呼"力==%/0y.Отклонение действительного прог условного определяется отношением а呼"力==%/0y.(7.131)(7.131)где ёд и % — уклоны в действительном и
в
в
Отклонение действительного прог условного определяется отношением а呼"力==%/0y.
Отклонение действительного прог условного определяется отношением а呼"力==%/0y.
(7.131)
(7.131)
условном процессах.
Коэффициент влаговыделения тельного процесса
邑 Qo/(Q° — 尸. где г — теплота парообразования сителя (воды), кДж/кг.
действи-действи-(7.132)теплоно-(7.132)теплоно-влаговыделения (7.133)влаговыделения (7.133)Условный коэффициентУсловный коэффициентУклон условного процесса % = &/&-1).
действи-
действи-
(7.132)
теплоно-
(7.132)
теплоно-
влаговыделения (7.133)
влаговыделения (7.133)
Условный коэффициент
Условный коэффициент
Тепловой и конструктивный
(7.134> расчет воз(7.134> расчет воздухоохладителей .Сухие воздухоохладители. Для расчета воздухоохладителя задают холодопроизводительность Q(), начальное состояние воздуха 厶 и ср】и количество влаги, котовое необходимо отвести от воздуха %,
(7.134> расчет воз
(7.134> расчет воз
Рис. 7.43. Процесс охлаждения воздуха в сухом воздухоохладителеРис. 7.43. Процесс охлаждения воздуха в сухом воздухоохладителеили конечное состояние воздуха 4 и(р2- В результате расчета определяется площадь теплопередающей поверхности F и температура кипения рабочего вещества /0 или средняя температура теплоносителя tsm.
Рис. 7.43. Процесс охлаждения воздуха в сухом воздухоохладителе
Рис. 7.43. Процесс охлаждения воздуха в сухом воздухоохладителе
В сухих воздухоохладителях температура воздуха на выходе % принимается на 2—4° ниже, чем температура на входе 九
По заданным исходным параметрам в диаграмме d——i строится процесс изменения состояния воздуха (рис. 7.43) и определяются энтальпии в точках /, 2 н ④* Эти величины можно определить и с помощью таблиц влажного воздуха по формулам:
i 二 ％к + 磔вп； d - ^d\ (7.135); (7.136) где zcyx, 1ВЛ ——энтальпия сухого воздуха и влаги, кДж/к г; d"—— влагосодержание насыщенного воздуха, кг/кг. Эти параметры определяются при соответствующей температуре воздуха.
Параметры в точке w находятся по уравнению (7.122) путем подбора температуры twi при которой соблюдается это равенство,
или графическим путем, - с помощью построенного графика £ — —/ (/ю) и известного тепловлажностного отношения. Далее принимается тип и конструкция поверхности теплообмена (наружный dHap и внутренний dBH диаметры труб, высота h и шаг ребер 辽，толщина ребер 6, шаг труб по фронту sr и в глубину s2).
Коэффициент конвективной теплоотдачи ак со стороны воздуха (сухого), отнесенный к поверхности оребренных труб, определяется по уравнению (7,19) для пучков труб с круглыми ребрами и по уравнению (7.20) — для труб с пластинчатыми ребрами. При подсчете ак исходят из условия, что массовая скорость воздуха м%Р не должна превышать 5 кг/(м2- с). При больших wBp возможен срыв капель с поверхности теплообмена, унос и испарение их в потоке воздуха и уменьшение осушающего действия воздухоохладителя.
Для вычисления коэффициента теплоотдачи %, учитывающего конденсацию из воздуха водяного пара, по уравнениям (7.127) или (7.128) находят коэффициент влаговьшадения 三・
Тогда
«н = aj. (7.137)
Условный коэффициент теплоотдачи влажного воздуха, учитывающий тепломассообмен, термическое сопротивление инея и контакта ребер с трубками,
气。л = 1/ан + винАин + ^конг • (7」38)
Условный коэффициент теплоотдачи, приведенный к внутренней поверхности труб,
仪吁 вн = «уел [(尸 р/尸 вн) Е 扌 + (1 —尸 p/Fbh)L(7・ 139)
Плотность теплового потока со стороны воздуха, отнесенная к внутренней поверхности,
вн 二1 仪口卩,вн ('в — М),(7.140)
где 7В ——средняя температура воздуха, ℃.
Площадь поверхности теплообмена (внутренняя)
尸 bh = Qo/办'шт_(7.141)
Эта величина является исходной для проектирования аппарата.
Воздухоохладитель компонуется из нескольких секций, которые располагаются либо по вертикали, одна над другой, либо в глубину одна за другой. Каждая секция проектируется с таким расчетом, чтобы обеспечить принятую массовую скорость воздуха швр в живом сечении аппарата.
При расходе воздуха
Gb = Q/(ii — 切・(7.142)
Живое сечение воздухоохладителя
尸;к = G君/®вр1)・.(7.143)
Если секции воздухоохладителя размещены в глубину аппарата, то поверхность теплообмена одной секции
а число параллельных секций
z = Fbh/尸;н・(7.145)
Общая длина труб в секции 厶=——.(7.146)
Si - (^нар + 26九/以)
При условии, что высота Н и ширина В аппарата находятся в соотношении В/Н = К, число рядов труб в секции
加=“厶i/(SiK) .- (7.147)
Полученное значение /и округляется до целого четного числа и по уравнению (7.147) уточняется величина К. Ее следует принимать такой, чтобы соотношение В/Н обеспечивало равномерный обдув фронтальной поверхности воздухом.
Если отвод теплоты в воздухоохладителе обеспечивается холодным рассолом (хладоносителем), то его средняя температура tsm находится исходя из следующих соображений. Задавшись изменением температуры рассола в воздухоохладителе Д/5 и несколькими значениями средней температуры рассола tsm (в пределах tw——/sm = = 0,5+2 ℃), определяем расход рассола & и его скорость в трубах
4Q。
g = -
где cs — теплоемкость рассола, при принятых средних температурах, кДж/(кг- К); г ——число секций аппарата; р$ ——плотность рассола при принятых температурах, кг/м3,
В соответствии с определенными скоростями 叫 устанавливается характер движения хладоносителя и выбирается расчетное уравнение для коэффициента теплоотдачи к рассолу [см. формулы (7.14)— (7.16)1.
告『・(7.149)告『・(7.149)Плотность теплового потока со стороны рассола с учетом термического сопротивления стенки и загрязнений
告『・(7.149)
告『・(7.149)
9евн = ^1
Так как tsm = var, то и 夕尸恥 по уравнению (7.149) имеет несколько значений. Истинная средняя температура рассола 厶7n находится графическим путем, для чего по уравнению (7.149) строится зависимость ^ вн = / (乙)и по ее значению из уравнения (7.140) определяется tsm,
В том случае, когда в трубках воздухоохладнтеля кипит рабочее вещество, его температура кипения /0 определяется в следующей
последовательности. В соответствии с холодопроизводительностью воздухоохладителя Qo и числом параллельных секций аппарата z определяется массовая скорость рабочего вещества 您р при нескольких температурах кипения % (в пределах tw ——厶=1+10 ℃). С учетом применимости одного из уравнений (7.69), (7.70) или (7.71) устанавливается зависимость плотности теплового потока qF вн со стороны рабочего вещества от /0 при переменных температурах стенки. Эти зависимости строятся в виде графиков qF вн = / (/) (рис. 7.44). Искомая /0 находится из графика при qF вп, определенном по уравнению (7,140).
При расчете сухих воздухо-： охладителей целесообразно руководствоваться следующими рекомендациями. Толщина ребер из
• латуни должна быть 0,2—0,4 мм,
Рж. 7.44. К определению температуры кипения рабочего вещества в сухом воздухоохладителеРж. 7.44. К определению температуры кипения рабочего вещества в сухом воздухоохладителеиз сталииз стали—0,3—0,5 мм. Шаг ре—0,3—0,5 мм. Шаг репри положительных темпера-
Рж. 7.44. К определению температуры кипения рабочего вещества в сухом воздухоохладителе
Рж. 7.44. К определению температуры кипения рабочего вещества в сухом воздухоохладителе
из стали
из стали
—0,3—0,5 мм. Шаг ре
—0,3—0,5 мм. Шаг ре
турах кипения должен составлять 3—4 мм, при отрицательных 《 (вследствие инееобразования)—. 7—10 мм. Наибольшая компактность достигается пластинчатыми поверхностями с ребрами 5=0,2 MM и шагом 2 мм. В пластинчатых аппаратах применяют медные (иногда мельхиоровые) трубы диаметром 9Х 1 мм пли 18Х 1 мм.
Увеличение коэффициента теп-
- лоотдачи со стороны воздуха достигается повышением массовой скорости воздуха до и^р = = 5+6 кг/(м2- с), обеспечивающей спокойное стекание конденсата по поверхности.
Целесообразно применение труб малых диаметров. Это снижает вместимость аппарата по рабочему веществу, увеличивает его компактность и приводит к более благоприятной в отношении тепло- обмена гидродинамической структуре потока рабочего вещества.
Контактное сопротивление для монолитных и оцинкованных ребер Ансшт = 0, для насадных ребер с воротниками при наличии конденсата или инея /?копт = 0,005 (при В = 10+20), для сухих поверхностей /?конт ~ 0,01. Теплопроводность инея при р = =250 кг/м3 принимается равной Хин = 0,2 Вт/(м・К), толщина слоя инея Зцн = 5+6 мм.
При высоких коэффициентах оребрения (0 = 15+25) скорость рассола (теплоносителя) принимается не менее 1—1,5 м/с, при малых (Р = 5-г-Ю) — не менее 0,5—0,8 м/с.
Мокрые воздухоохладители.. Расчет мокрых воздухоохладителей в отличие от других аппаратов имеет существенную особенность: здесь отсутствует теплопередающая поверхность. В форсуночных
воздухоохладителях поверхностью теплообмена является поверхность капель, в воздухоохладителях с насадкой ——поверхность струй, орошающих насадку, и поверхность самой насадки. В связи с этим вводится условное понятие «площади теплопередающей поверхности», за которую принимают площадь сечения воздухоохладителя, нормальную движению воздуха.
,При расчете форсуночного воздухоохладителя допускаются различные сочетания между заданными и искомыми величина'ми. Если заданы параметры воздуха при входе 友 и 屮甘 холодопроизводительность Qo и количество влаги WQ, которую нужно отвести, то в результате расчета определяется состояние воздуха на выходе из
70,8 。7 аб，久/啰力70,8 。7 аб，久/啰力аппарата t2 и ф2, количество воды (теплоносителя) Gw, подаваемой через форсунки, и площадь поперечного сечения воздухоохладителя F. Могут быть и другие сочетания.
7
0,8 。7 аб
，久/啰力
7
0,8 。7 аб
，久/啰力
Рис. 7.45. Зависимость % н % от , коэффициента орошения 拉 (при шпр — 2,5 кг/(м2*с)Рис. 7.45. Зависимость % н % от , коэффициента орошения 拉 (при шпр — 2,5 кг/(м2*с)В начале расчета принимается коэффициент орошения 祖 и массовая скорость воздуха к%Р (обычно 2,5 кг/(м2*с). По графику зависимости энтальпийного 】卜 н температурного “才
Рис. 7.45. Зависимость % н % от , коэффициента орошения 拉 (при шпр — 2,5 кг/(м2*с)
Рис. 7.45. Зависимость % н % от , коэффициента орошения 拉 (при шпр — 2,5 кг/(м2*с)
коэффициентов охлаждения определяются их значения (рис. 7.45).
Далее по уравнению (7.131) определяется отклонение действительного процесса в воздухоохладителе от условного. По уравнению (7.132) находится коэффициент влаговыделения действительного процесса 島 и по уравнению (7.133) ^у для условного процесса. Тепло- влажностное отношение для условного процесса 8у находится по
уравнению (7.134).
Проведя в d——z-диаграмме из точки начального состояния воздуха / (рис. 7.42) линию /——w2 с уклоном е” находим в точке ее пересечения с линией 屮 =1 .температуру /ш2 и энтальпию iw2. Используя уравнение (7.129), находим энтальпию воздуха на выходе из воздухоохладителя %• Из уравнения (7.130) находим температуру воздуха /2д.
При массовом расходе воздуха GB по уравнению (7.142) количество отводимой влага
% = Gb 仞1 一 ％).(7.150)
Эта величина должна соответствовать заданной условиями задачи. В противном случае расчет повторяется при другом коэффициенте орошения |л.
Расход воды, разбрызгиваемой через форсунки,
(7.151)
Начальная температура вода
，匾=乙2 — Q"&GJ・(7・ 152)
351
Площадь поперечного сечения воздухоохладителя
尸=GJ(叫 р)・(7； 153)
Приняв число рядов форсунок Z (обычно 2—3), число форсунок на 1 м2 площади сечения п, получим общее число форсунок в воздухоохладителе…
一、&бщ = zF/z.(7.154)
Расход воды на одну форсунку
(7.155)(7.155)go； ^1 ^ш/^общ •
(7.155)
(7.155)
По расходу gw можно определить диаметр выходного отверстия , форсунки.，
Если в форсуночном воздухоохладителе отвод теплоты осу- быть использована та же методика расчета. При этом необходимо учесть различие между упругостью водяного пара над рассолом и упругостью пара над водой.
При . расчете мокрого воздухоохладителя с насадкой задается начальное состояние воздуха /х и @事 холодопроизводительность Qo, количество отводимой влаги 呼°, темпе- ратура воздуха после аппарата 勾 или количество охлаждаемого воздуха. Расчетом определяется расход
Рис. 7.46. Процесс охлаждения воздуха в воздухоохладителе с насадкойРис. 7.46. Процесс охлаждения воздуха в воздухоохладителе с насадкойтеплоносителя Gs, площадь поперечного сечения воздухоохладителя F (площадь решетки, на которую уложена насадка) и высота орошаемой насадки. “
Рис. 7.46. Процесс охлаждения воздуха в воздухоохладителе с насадкой
Рис. 7.46. Процесс охлаждения воздуха в воздухоохладителе с насадкой
По начальным параметрам возду-,
ха и тепловлажностному отношению е [см. уравнение (7.123) ] в диаграмме d——i приводится линия /——3, характеризующая процесс охлаждения (рис. 7.46) воздуха рассолом. Если охлаждение осуществляется водой, точка 3 лежит на линии 屮=1.
Задавшись степенью нагрева теплоносителя A/s (обычно 2—4 ℃),
определяют расход теплоносителя
(7.156)(7.156)а=Qo/(csA&),
(7.156)
(7.156)
где cs 丁 теплоемкость теплоносителя при температуре t8 и принятой концентрации, кДж/(кг-К).
По принятой скорости воздуха во фронтальном сечении шв = = 0,8+1,5 м/с определяют площадь решетки F [см. уравнение (7.153) ]. Высоту слоя насадки (колец Рашига) 6 определяют в зависимости от высоты дождя или интенсивности орошения HWJ масео- 352
вой скорости воздуха ^вр и условного коэффициента теплопередачи, отнесенного к 1 м2 сечения решетки, kf 一
岛=Qo/(F^m^f(7.157)
где 87n ——средняя логарифмическая разность температур в аппарате, ℃; Ед —— коэффициент влаговыпадения действительного процесса [см. уравнение (7.132)].
Условный коэффициент теплопередачи может быть определен и из эмпирического уравнения
kf = (0,1015 + 0,59436) 105 凡，42 侬р)о, 5+0 叫(7.158)
Совместное решение уравнений (7.157) и (7.158)' позволяет определить 6. Это решение лучше выполнять графоаналитическим методом, находя зависимость й/ / (6).
Вспомогательная аппаратура
Рабочая схема холодильной машины отличается от принципиальной наличием наряду с основными элементами вспомогательной аппаратуры, запорной арматуры, приборов автоматического регулирования и защиты, а также контрольно-измерительных приборов. '
К вспомогательной аппаратуре относятся теплообменники, промежуточные сосуды, маслоотделители, отделители жидкости, грязеуловители, переохладители, ресиверы, фильтры, осушители и др. Их назначением является повышение термодинамической и энергетической эффективности холодильной машины, создание условий безопасной работы, повышение надежности эксплуатации оборудования. 。
Остановимся на краткой характеристике вспомогательной аппаратуры.
Теплообменники и переохладители. Как известно, холодильные машины, использующие холодильный агент R12, работают по регенеративному циклу. Переохлаждение жидкости в них перед дроссельным вентилем происходит за счет подогревания пара холодиль- ,ного агента, отсасываемого компрессором из испарителя. Процесс теплообмена осуществляется в специальном парожидкостном регенеративном теплообменнике. Кроме охлаждения жидкости в теплообменнике одновременно происходит подогрев и осушение пара, что позволяет осуществить сухой ход компрессора.
Основной задачей при конструировании теплообменника является создание аппарата с малыми сопротивлениями в паровом пространстве и с высокими коэффициентами теплоотдачи со стороны пара. Наибольшее распространение нашли кожухозмеевиковые тепло- обменники с медными трубками, имеющими накатные ребра.
В аммиачных холодильных машинах снижение необратимых потерь от дросселирования осуществляется путем включения в схему между • конденсатором и дроссельным вентилем переохладителя.
12 П/р И. А. Сакуна 353
На рис. 7.47 показан двухтрубный противоточный переохладитель. Он состоит из одной или двух секций, собранных из последовательно включенных двойных труб (труба в трубе). Внутренние трубы соединены чугунными калачами, наружные — сваркой. Жидкий хладагент протекает в межтрубном пространстве в противоток охлаждающей воде, движущейся по внутренним трубам. Трубы ——стальные бесшовные. Температура выхода холодильного агента из аппарата обычно на 2——3 °C выше температуры поступающей охлаждающей
воды.
Промежуточные сосуды. Назначением этих аппаратов является охлаждение находящимся при промежуточном давлении жидким
ЖидкийЖидкий'/〃〃〃/////〃〃〃//〃///////〃//〃〃///〃////〃/，'/〃〃〃/////〃〃〃//〃///////〃//〃〃///〃////〃/，Рис. 7.47. Противоточный переохладительРис. 7.47. Противоточный переохладитель
Жидкий
Жидкий
'/〃〃〃/////〃〃〃//〃///////〃//〃〃///〃////〃/，
'/〃〃〃/////〃〃〃//〃///////〃//〃〃///〃////〃/，
Рис. 7.47. Противоточный переохладитель
Рис. 7.47. Противоточный переохладитель
хладагентом перегретого пара после компрессора нижней ступени в двухступенчатых холодильных машинах, а также охлаждение в змеевиках жидкого хладагента после конденсатора перед его дросселированием. На рис. 7.48 показан промежуточный сосуд типа ПС3 со змеевиком и барботированием аммиачного пара через слой жидкого хладагента.
В условиях нормальной работы промежуточный сосуд через штуцер di заполняется жидким хладагентом с температурой, соответствующей промежуточному давлению. Уровень его поддерживается на определенной отметке либо ручным регулирующим вентилем, либо автоматически. Перегретый пар хладагента поступает из компрессора нижней ступени через верхний штуцер под уровень и, барботируя через слой жидкости толщиной 200——500 мм, за счет испарения жидкости охлаждается до температуры, соответствующей промежуточному давлению. Поднимаясь затем вверх, охлажденный пар, пройдя конусные отбойники, освобождается от жидкости и через боковой штуцер поступает в компрессор верхней ступени. Змеевик в промежуточном сосуде служит для переохлаждения жидкого хладагента после конденсатора.
Маслоотделители и маслосборники. При работе машины на хладагентах, ограниченно растворяющих в себе смазочное масло〉послед- 354
Пары аммиака 〃j “％
Предохрани - тельный,: клапан \ 1
Жидкии аммиак
走‘—й
^山蓮差w^
вв
4
Уровень жиднсстц
—E^s yt -AvgEnDdR/
Рис. 7.48. Промежуточный сосуд
нее уносится из компрессора в систему, оседает на стенках теплообменных труб аппаратов и ухудшает их работу. Для удаления масла из системы в машинах, работающих на таких хладагентах как R717, служат маслоотделители и маслосборники. На рис. 7.49 показан маслоотделитель с водяным охлаждением пара хладагента.'
Принцип работы аппарата ясен из рисунка и не требует дополнительных пояснений. Маслосборники -предназначены для перепуска масла из маслоотделителей и последующего удаления его из системы при низком давлении. Они способствуют уменьшению потерь хладагента и повышают безопасность обслуживания системы.
Отделители жидкости. Они служат для отделения пара хладагента от капелек жидкости, увлекаемых из испарительной системы,. и предотвращения попадания жидкого хладагента в、 цил и ндры компрессора. Кроме сказанного отделители жидкости применяют в качестве питающих сосудов в различных схемах подачи жидкого хладагента в испарительную систему. Отделение пара от жидкости происходит вследствие резкого уменьшения скорости и направления движения хладагента при прохождении через аппарат.
Грязеуловители, фильтры и осушители. Грязеуловители предназначены для предотвращения попадания в цилиндры компрессора частиц ржавчины, окалины и т. д. Монтируются они либо на всасывающем трубопроводе в непосредственной. близости от компрессора, либо непосредственно во всасывающей полости компрессора. Одна из конструкций грязеуловителя показана на рис. 7.50. Он состоит из корпуса со входным и выходным патрубками, расположенными под углом 90°. Внутри установлены крупная сетка и каркас с двойной мелкой сеткой из проволоки.
2
Рис. 7.49. Маслоотделитель с водяным охлаждением паров хладагента:
J — корпус; 2 — труба, по-Дводящая хладагент; 3 — труба, отводящая хладагент; 4 — отбойный слой фарфоровых колец; 5 — водяной змеевик; 6 — поплавковый масляный клапан; 7 — штуцер для присоединения перепускной масляной трубки
Периодически путем снятия крышки сетка вынимается и производится ее очистка., К двум бобышкам, приваренным к корпусу грязеуловите- л я, подсоеди няются манометр и вентиль для слива жидкого хладагента.
На рис. 7.51 и 7.52 показаны фильтры и осушители хладоновых холодильных машин. Фильтр устанавливается перед прибором автоматической подачи жидкого хладагента в испарительную систему и служит для защиты прибора от механических загрязнений. Осушитель ставится для поглощения и последующего удаления воды из системы. В качестве адсорбента используют цеолит марки NaA. Фильтры и осушители снабжейы двухслойной фильтрующей сеткой из оцинкованной стальной проволоки.Сетка прижимается к верхнему ограничителю пружиной, упирающейся в крышку аппарата.
Воздухоотделители. Из-за наличия в системе неконденси- рующихся газов ухудшается энергетическая эффект и в- ность ・ холодильной
」00g 677
WDJ4W §
^5SS^S^ .0-Z инн
7
5
3
ции инж. Ш. Н. Кобулашвили. Он |ции инж. Ш. Н. Кобулашвили. Он |ннсостоит из четырех цельнотянутых стальных труб, вставленных с неко-； торым зазором одна в другую. Прин- j цип действия аппарата заключается :состоит из четырех цельнотянутых стальных труб, вставленных с неко-； торым зазором одна в другую. Прин- j цип действия аппарата заключается :попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель .На рис. 7.53 показан воздухоотделитель конструк-代попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель .На рис. 7.53 показан воздухоотделитель конструк-代Рис. 7.51. Фильтры ФФ 40, Ф① 50, ①①80Рис. 7.51. Фильтры ФФ 40, Ф① 50, ①①80
ции инж. Ш. Н. Кобулашвили. Он |
ции инж. Ш. Н. Кобулашвили. Он |
н
н
состоит из четырех цельнотянутых стальных труб, вставленных с неко-； торым зазором одна в другую. Прин- j цип действия аппарата заключается :
состоит из четырех цельнотянутых стальных труб, вставленных с неко-； торым зазором одна в другую. Прин- j цип действия аппарата заключается :
попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель .На рис. 7.53 показан воздухоотделитель конструк-代
попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель .На рис. 7.53 показан воздухоотделитель конструк-代
Рис. 7.51. Фильтры ФФ 40, Ф① 50, ①①80
Рис. 7.51. Фильтры ФФ 40, Ф① 50, ①①80
машины, так как снижаются коэффициенты теплопередачи в аппа-
ратах, повышается давление конденсации и увеличивается расход энергии на сжатие пара хладагента в компрессоре. Для удаления
Рис. 7.52. Осушитель О① 40Ц, О① 50Ц,,О① 70Ц~
в следующем. Жидкий хладагент после дроссельного вентиля подается через патрубок / во внутреннюю трубу воздухоотделителя, после чего поступает в межтрубное пространство между первой и третьей трубой и через патрубок 2 выходит в испарительную систему. Смесь воздуха с хладагентом подается по линии, соединенной с патрубком 4 в межтрубное пространство, между трубой наибольшего диаметра и следующей по размеру меньшей трубой, и охлаждается жидким хладагентом, переходя затем в следующее межтрубное пространство. В результате охлаждения происходит конденсация хладагента из паровоздушной смеси； и воздух через патрубок 5 уда-
ляется в стеклянный сосуд, заполненный водой. Сконденсировавшийся хладагент через вентиль 3 перепускается во внутреннюю трубу воздухоотделителя. В результате интенсивного охлаждения паровоздушной смеси потери хладагента при удалении воздуха из системы в воздухоотделителе описанной конструкции незначительны.
0015301530Рнс. 7.53. ВоздухоотделительРнс. 7.53. Воздухоотделитель023mshdnH62-R4023mshdnH62-R4
0
0
1530
1530
Рнс. 7.53. Воздухоотделитель
Рнс. 7.53. Воздухоотделитель
023mshdnH62-R4
023mshdnH62-R4
Ресиверы. По назначению ресиверы делятся на линейные, циркуляционные и дренажные. Назначением линейного ресивера является освобождение конденсатора от жидкого хладагента и обеспечение равномерной подачи его на регулирующую станцию. Циркуляционные ресиверы применяют в насосных, циркуляционных схемах подачи хладагента в испарительную систему. Дренажные ресиверы предназначены для выпуска в них жидкого хладагента при ремонте основных аппаратов и оттаивании снеговой шубы с батарей непосредственного испарения. Ресиверы представляют собой горизонтальные или вертикальные цилиндрические сосуды с патрубками для входа и выхода хладагента, уравнительной линией и комплектующими арматурой и приборами.
Г лава 8
ГАЗОВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Холодильные машины, весь термодинамический цикл которых совершается в области сильно перегретого пара—газа, называются газовыми холодильными машинами (ГХМ).
По принципу получения низких температур ГХМ делятся на два типа:
ГХМ, в которых эффект охлаждения получается вследствие расширения газа в специальных расширительных машинах ——детандерах с отдачей внешней полезной работы;
ГХМ, в которых эффект охлаждения получается в вихревых трубах без отдачи полезной работы. -
Независимо от того, в каком устройстве достигается эффект охлаждения, ГХМ могут работать по нерегенеративному или регенеративному циклу. ГХМ, рабочим веществом которых является воздух, называют воздушными холодильными машинами (ВХМ). Воздух невзрывоопасен, гигиеничен, может подаваться прямо в охлаждаемое помещение, только на воздухе можно практически осуществлять циклы с тепломассообменом, что позволяет обойтись без водяного теплообменника, снизить металлоемкость машины и сделать ее более простой в эксплуатации, а при необходимости и транспортабельной.
При умеренно низких температурах газа работа, получаемая при его расширении в детандере, может составлять значительную часть от работы, затрачиваемой в компрессоре. Поэтому в ГХМ первого типа работа детандера передается компрессору и используется для сжатия газа, что позволяет уменьшить работу, необходимую для привода ГХМ, и повысить ее энергетическую эффективность.
В ГХМ второго типа кинетическая энергия, получаемая при расширении газа, в сложном газодинамическом процессе, проходящем в вихревой трубе, переходит в теплоту и затрачивается на нагревание той части газа, которая отводится в виде теплого потока. Кроме того, в вихревой трубе до низкой температуры охлаждается обычно не более 50—70 % от полного массового расхода газа, поэтому эффективность ГХМ с вихревыми трубами значительно ниже чем『ХМ с детандерами. Охлаждение с помощью вихревого эффекта энергетически невыгодно. Тем не менее ГХМ второго типа компактны, просты в изготовлении, надежны в эксплуатации и относительно
дешевы, поэтому их применение оправдано только в машинах специального назначения или в тех случаях, когда они работают периодически в течение коротких промежутков времени.
Теоретические циклыгазовых холодильных машин
Теоретическими циклами Г ХМ будем считать циклы, все процессы которых внутренне обратимы, а разность температур между источником и газом при выходе из теплообменных аппаратов равна нулю. Это означает, что движение газа в элементах машин происхо-
Рис. 8,1. Схема (а) и цикл (6) газовой холодильной машиныРис. 8,1. Схема (а) и цикл (6) газовой холодильной машины
Рис. 8,1. Схема (а) и цикл (6) газовой холодильной машины
Рис. 8,1. Схема (а) и цикл (6) газовой холодильной машины
дит без необратимых потерь на трение и вихреобразование. Следовательно, процессы сжатия и расширения являются изоэнтроп- ными, а процессы охлаждения в аппаратах — изобарными.
Теоретический цикл нерегенеративной ГХМ с детандером. ГХМ состоит из следующих элементов (рис. 8.1, а): компрессора Л, промежуточного холодильника Б, детандера В, теплообменного аппарата Г и двигателя Д, Цикл этой ГХМ совершается в такой последовательности (рис. 8.1, б). Газ поступает в компрессор с температурой 7\, давлением р1 и сжимается в процессе /—2 до давления 办， При этом его температура повышается до Тг. Затем газ поступает в промежуточный холодильник, где от него отводится теплота, и он охлаждается до температура Т3. Затем газ направляется в детандер, где в процессе расширения 3—4 его температура снижается до 夕4, а давление до р4 (в теоретическом цикле рз = 卩2。卩4 = Pi). После этого холодный газ поступает в теплообменный аппарат, где к нему подводится теплота от источника низкой температуры в процессе 4—/. Температура газа повышается до 7\ и он снова направляется на всасывание компрессора.
Площадь под процессом 4——/ эквивалентна удельной холодопроизводительности цикла
*% = h — % = % (1\ — Т《)，(8.1)
а площадь под процессом 2——3 эквивалентна количеству теплоты^ отводимой от газа в промежуточном холодильнике
q = % -，3 = Q （北一北）.（8.2）
Работа, затрачиваемая в цикле, определяется из теплового ба-, ланса и представляет собой разность работ компрессора и детандера
I = q — 9о =仇一4）— （% — й）=厶一左， （8.3） где 厶=% —厶一работа компрессора и /д = f3 ~ — работа детандера. Работа компрессора всегда больше работы детандера, поэтому недостающая работа подводится к ГХМ извне от приводного двигателя.
Массовый расход газа, циркулирующего в ГХМ, определяется из заданной холодопроизводительности Qo
G = Qi/处（8.4）
Холодильный коэффициент цикла определяется как обычно
е = qjl = 9о/（〃 一 Qo）-_（8・5）
Теплоемкость газа сР в первом приближении можно считать постоянной, тогда
—_ z
—（厶一Тз） —（厶一北）—（Т2-Тз〃（7\-Т4）-1 •
Для изоэнтропных процессов /—2 и 3——4У проходящих между • одними и теми же давлениями р* и 卩纟,справедливы соотношения;Т JT * = Т3/Т&；Т JT泳=TJT&; Т?/Тз — 1 = Т JT& — I；
（T2 一 T3）//3 = （7\ - T4）//4， с учетом которых холодильный коэффициент цикла можно записать в виде
Е =冗厅4 — 1 = MFi，（&6）
Коэффициент обратимости определяется как отношение холодильного коэффициента цикла к холодильному коэффициенту обратимого цикла
%6р :==/о6р〃 и2 Е/%6р・（&7）
Он будет зависеть от характера изменения температур источников ннзко访 и высокой температуры, с которыми ГХА1 обменивается теплотой в процессе работы. Рассмотрим три возможных случая.
В первом случае теплоту необходимо отводить от источника с постоянной температурой 丁切门=const в окружающую среду То. с 二 const. Обратимым циклом будет цикл /'——2'——3——4‘, а работа обратимого цикла будет эквивалентна его площади. Из рис. 8.1, б наглядно видно, что площадь /——2—3——2'——/'——4'—4——/ будет эквивалентна той дополнительной работе, которую приходится затрачивать в ГХМ при ее работе на источники с постоянной температурой. Коэффициент обратимости цикла ГХМ будет значительно
меньше единицы. Ясно, что применение ГХМ для таких условий охлаждения энергетически невыгодно.
Во втором случае источник низкой температуры имеет переменную температуру, изменяющуюся от Тх ^ Т&, водяные эквиваленты (CcJ газа, выходящего из детандера и теплоносителя, одинаковы, а обмен теплотой осуществляется в противотоке. Источником высокой температуры по-прежнему является окружающая среда, т. е. Г。, с = const В этом случае обратимым будет цикл 1——2"——3——4, так как процесс теплообмена 4——/ будет проходить при нулевой разности температур между газом и теплоносителем. Дополнительная работа эквивалентна площади 2"——2—3 и значительно меньше, чем в первом случае, а коэффициент обратимости возрастет, но по- прежнему будет меньше единицы.
В третьем случае источник высокой температуры имеет переменную температуру, изменяющуюся от Т3 до Т2, водяные эквиваленты газа и теплоносителя одинаковы, обмен теплотой происходит в противотоке. Источник низкой температуры остается таким же, как и во втором случае. Обратимый цикл при работе ГХМ на такие источники совпадает с циклом /——2——3——4, а коэффициент обратимости ,будет равен единице.
Проведенное сопоставление показывает, что заключение о целесообразности применения ГХМ в том или ином случае может быть сделано только на основании тщательного анализа ее показателей при работе на конкретные источники с известными тепловыми характеристиками.
Теоретические циклы регенеративных ГХМ с детандером. Замкнутый цикл. Регенеративная ГХМ отличается от нерегенеративной наличием регенератора Е (рис. 8.2, о), в котором «прямой» поток газа, выходящий из промежуточного холодильника Б, дополнительно охлаждается перед входом в детандер в процессе 3——4. Отвод теплоты от «прямого» потока происходит в регенераторе за счет подогрева в процессе 6——/ «обратного» потока, выходящего из теплообменного аппарата Г. Как видно из рис. 8.2, б, подобрав соответствующим образом глубину регенерации, можно получить низкие температуры Т& и Т6, не увеличивая отношения давлений в компрессоре. '
Работа регенеративного цикла
( = g _ % =仇_％)一(麻一Ц)=4一q=
~ (% - h) ~ (厶 一 U* (8.8)
Заметим, Uto для цикла, совершаемого в реальном газе, у которого линии t = const не совпадают с изотермами &方 % 且〃声 t$, хотя выражение (8.8) остается справедливым.
Холодильный коэффициент регенеративного цикла
(89)(89)——【5
(89)
(89)
g — w (G ~ %)—(【”6 — %)
Если рабочее вещество — идеальный газ, у которого ср = =const, то
g = 71/75 -]=布忆—]，(&10)
Холодильный коэффициент теоретического регенеративного Цикла /—2—3——4——5—6 численно равен холодильному коэффициенту теоретического нерегенеративного цикла 6—2‘一3'—5, изображенного на рис. 8.2 штриховой линией. Видно, что для получения тех же
температур Т5 и Т6 отношение давлений в компрессоре ГХМ, рабо- z тающей по нерегенеративному циклу, должно быть намного выше.' Это вызывает увеличение массы и размеров нерегенеративной ГХМ.
Учет влияния потерь, возникающих в детандере и компрессоре, показывает, что регенеративная Г ХМ является энергетически более выгодной.
При одинаковых значениях изоэнтропного КПД процесс расширения газа в детандере регенеративной ГХМ завершится в точке 5‘，а нерегенеративной — в точке 4' (рис 8.2, б), поэтому удельная холодопроизводительность регенеративной ГХМ будет выше
^Ор ===，6 — ^5*〉夕0 ==，6 — U**
Разомкнутые циклы. Если рабочим веществом ГХМ является воздух, то отвод теплоты в окружающую среду можно осуществлять путем тепло- и массообмена. При этом отпадает необходимое^ в промежуточном холодильнике.
Ра-зомкнутый цикле тепломассообменом предложен Н. Н. Кошкиным. В схеме такой ГХМ отсутствует промежуточный холодильник (рис. 8.3, а). Воздух поступает в компрес- 364
сор А непосредственно из атмосферы, сжимается в процессе /—2 (рис. 8.3, б) и, пройдя через клапанную коробку 水сразу попадает в регенератор Еъ в котором охлаждается в процессе 2——3, отдавая теплоту насадке регенерате ра, сначала до температуры То. с, а затем до Т3. Из регенератор а, пройдя клапанную коробку 氷？，воздух попадает в детандер В, где расширяется, совершая внешнюю полезную работу, и охлаждается до температуры Т4. После этого воздух направляется в теплообменный аппарат Г, где отводит теплоту от охлаждаемого источника, нагреваясь при этом до температуры TV затем поток воздуха через клапанную коробку 典 попа-
Рис. 8.3. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с теп- л ом ассообмен ом Н. Н. КошкинаРис. 8.3. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с теп- л ом ассообмен ом Н. Н. Кошкина
Рис. 8.3. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с теп- л ом ассообмен ом Н. Н. Кошкина
Рис. 8.3. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с теп- л ом ассообмен ом Н. Н. Кошкина
дает в регенератор. £2, где охлаждает насадку, отнимая от нее теплоту, а сам нагревается до температуры Т6 = 丁纟 >■ То. с- После регенератора воздух проходит жлапанную коробку 鸠 и выбрасывается в атмосферу, где! смешиваясь с окружающим воздухом, охлаждается в процессе тепломассообмена до температуры То< с.
Особенностью работы Г ХМ с тепломассообменом является непрерывное всасывание в компрессор атмосферного воздуха, который всегда содержит влагу. При охлаждении в регенераторе эта влага сначала выпадает в виде жидкости, а затем при / < 0 ℃ —— в виде кристаллов льда, которые оседают на поверхности регенератора. Каналы регенератора, выполненного в виде рекуперативного теплообменника (т. е. с теплообменом через поверхность), по которым движется охлаждаемый влажный воздух, через несколько минут работы будут забиты льдом, и машина станет неработоспособной. Поэтому в таких Г ХМ всегда применяются пара (или другое четное число) регенеративных теплообменников, содержащих теплоемкую насадку, выполняемую обычно из гофрированной алюминиевой ленты. Регенераторы работают попеременно. Сначала «прямой» rioToK воздуха, выходящего из компрессора, охлаждается
в регенераторе £\, на поверхности насадки которого выпадает жидкость и кристаллы льда. В это время «обратный» поток воздуха при более низком давлении р】нагревается в регенераторе £2-' Известно, что чем меньше давление влажного воздуха, тем больше : его влагосодержание при одной и той же температуре и относитель-' ной влажности. Вследствие этого «обратный» поток воздуха выно-; сит всю влагу из регенератора & и полностью его осушает. Через определенный период, обычно не превышающий 1——2 мин, заслонки ' в обеих клапанных коробках автоматически поворачиваются на 90°
。）。）——Рис. 8.4. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с тепломассообменом В. С. Мартыновского и М. Г. ДубинскогоРис. 8.4. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с тепломассообменом В. С. Мартыновского и М. Г. Дубинского〃з атмосд)еры 8 атмосферу〃з атмосд)еры 8 атмосферу
。）
。）
—
—
Рис. 8.4. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с тепломассообменом В. С. Мартыновского и М. Г. Дубинского
Рис. 8.4. Схема (а) и цикл (6) регенеративной газовой холодильной машины с тепломассообменом В. С. Мартыновского и М. Г. Дубинского
〃з атмосд)еры 8 атмосферу
〃з атмосд)еры 8 атмосферу
и устанавливаются в положение, указанное на рис. 8.3, а штриховой линг1ей. После этого прямой поток воздуха из компрессора пойдет через охлажденный и осушенный регенератор Е2» а обратный —— через регенератор Еъ и весь цикл повторится.
Разомкнутый вакуумный цикл с тепломассообменом, предложенный В. С. . Мартыновским ^и М. Г. Дубинскнм, отличается от цикла Н. Н. Кошкина последователь ностью работы элементов схемы. Здесь компрессор Л является последним элементом схемы (рис. 8.4, о). Его назначение ——создавать разрежение за детандером В, а давление на выходе из компрессора равно атмосферному (в теоретическом цикле). Атмосферный воздух проходит клапанную коробку 氷上 и поступает сразу в регенератор £\, где охлаждается^ в процессе /——2 сразу до низшей температуры цикла 丁2・ После этого холодный воздух направляется . в теплообменный аппарат Г, где он отводит теплоту от охлаждаемого источника, а далее ——в детандер В. Так как компрессор непрерывно поддерживает при выходе из детандера пониженное давление 夕$ V "з = Ратм， то воздух, расширяясь в детандере, совершает внешнюю работу, а сам при этом охлаждается до темпера- 366
туры Т&. Затем, пройдя клапанную коробку Ж2» этот «обратный» поток холодного воздуха проходит регенератор £2» где отводит теплоту от насадки и выносит влагу, находящуюся на ее поверхности. Температура обратного потока воздуха повышается до Т5; пройдя клапанную коробку 水上，воздух поступает в компрессор Л, где сжимается до атмосферного давления р$ = /?атм и выбрасывается в атмосферу. Так как давление обратного потока воздуха ниже атмосферного, такой цикл называют вакуумным.
В ГХМ специального назначения в последнее время получил распространение цикл Стирлинга. Он отличается от только что рассмотренных циклов тем, что процессы теплообмена осуществляются не при постоянном давлении, а при постоянном объеме. Принцип действия н описание конструкции таких ГХМ можно найти в литературе по криогенной технике [25 J, где они нашли широкое применение.
Действительные циклы
и характеристики газовых холодильных машин
Холодильный коэффициент ГХМ, определяемый выражениями (8.6) или (8,10), может быть довольно высоким. Однако в действительности КПД компрессора и детандера всегда меньше единицы.
Рис. 8.5. Действительные циклы газовых холодильных машин: а — иерегеиератив- ный цикл; б регенеративный цикл с тепломассообменом
перепад температур при выходе из аппаратов больше нуля, а процессы движения газа в них сопровождаются потерей давления. Все эти факторы снижают эффективность реальных ГХМ.
Действительные циклы ГХМ представлены на рис. 8.5. Процесс 『——2 сжатия газа в. компрессоре из-за потерь проходит с увеличе-
нием энтропии. Охлаждение газа в промежуточном холодильнике сопровождается потерей давления 厶网 =内—Рз・ Из-за ограниченной поверхности теплообмена температура газа при выходе из промежуточного холодильника будет выше температуры источника на величину недорекуперации А7\ - Т3 — Т0,с. Процесс расширения в детандере тоже будет проходить с потерями и увеличением энтропии. Наконец, отвод теплоты от охлаждаемого источника в теплообменном аппарате будет сопровождаться потерями давления ^p2 =内一〃 и недорекуперацией ДТ2 = Тпнт — Т「Работу действительного цикла можно определить из уравнения теплового баланса (8.3). Количество теплоты, отведенной в действительном цикле в окружающую среду q =厶一，з, но его уже нельзя считать эквивалентным площади под процессом 2—3, так как он сопровождается падением давления. Из уравнения первого закона термодинамики dq = df ——vdp следует, что разность энтальпий равна подведенной (или отведенной) теплоте и, следовательно, может считаться эквивалентной площади под процессом в тепловой s——T・ диграмме, только при dp 0, т. е. в изобарном процессе 夕— =const. Поэтому количество теплоты, отведенной в окружающую среду, будет эквивалентно площади г—2—З'^—а под отрезком изобары р2 = const, причем точки 3' и 3 лежат на линии 力=const. Аналогично определяется количество теплоты, отведенной от охлаждаемого источника, 70 = & — %, эквивалентное площади в—1—4,—6 под отрезком изобары р* = const. Точки 4 и 4’ лежат на линии 厶=const. Работа цикла / = q — g0 эквивалентна площади 2—2—3'—а—6—4'—/—в. Работа /т теоретически обратимого цикла, совершаемого между теми же источниками, но без потерь, эквивалентна площади 1т——2т——Зт——4m. Сопоставление показывает, что наличие потерь в машинах и аппаратах намного снижает энергетическую эффективность ГХМ,
Действительный цикл ГХМ типа ТХМ-1-25, работающей по вакуумному разомкнутому циклу с теплообменом, показан на рис. 8.5, 6. Здесь потери давления в регенераторе прямого потока A/h = Pi ——夕？， в теплообменном аппарате кр2 = р^ —— 夕台，в регенераторе обратного потока Др3 =网一必 и в выходном устройстве компрессора Ар& =次一Ратм- Недорекуперация в регенераторах прямого и обратного потока А7\ =北一Т& и ДТ2 = =Tj e - T5. .
Холодильный коэффициент ГХМ, работающей по действительному циклу с регенерацией или без нее,
% = Qo/(M< — %)，(8.11)
где Qu — холодопроизводительность ГХМ, Qo = G (厶—%); G — массовая производительность компрессора.
Мощности компрессора и детандера соответственно равны:
“н = G/н/Пм. н； Л^д = С/дТ]Мф д.(8.12)
Удельные работы компрессора и детандера определяются так:
/к =，2 — ^= 0$RTI (冗，S ~ 1) П§К；(8.13)
где отношение давлений в компрессоре и детандере лк 千 рУр* и лд = рз/pJ связано соотношением пд =冗#1乂2； 乂1 = Р〃Р» и 乂2 = =р*/р4 ——коэффициенты восстановления давления торможения в теплообменных аппаратах; р$, рз и р；, pt — давления торможе-
ния при входе и выходе из промежуточного холодильника и теплообменного аппарата; с^ — k!(k ——1)——число изоэнтропы.
газовых и паровых холодильных машингазовых и паровых холодильных машинИзоэнтропные КПД компрессора и детандера:
газовых и паровых холодильных машин
газовых и паровых холодильных машин
Лзк === (，2s ~ 厶)/(，2 "~ &)>
Лзд = (，з — %)/"з — &)• (8.15)
Механические КПД при использовании машин динамического действия обычно довольно
высоки，］м. н "hi. д 。,95丁0,99, причем большие значения наблюдаются у машин, роторы которых опираются на подшип
ники качения. 。
Покажем влияние необратимых потерь на холодильный коэффициент ГХМ на численном примере. При температуре окружающей среды 20 ℃ и температуре в конце расширения в детандере —30 ℃ холодильный коэффициент обратимого теоретического цикла ет = =4,76. В действительном цикле при изоэнтропном КПД компрессора %к = 0,85 и детандера %口 匸 0,90, коэффициентах восстановления полного давления в теплообменных аппаратах ”上 ~ 0,95 и х2 = 0,90 и недорекуперациях 厶7\ = AT2 = 5 ℃ действительный холодильный коэффициент равен всего ед = 0,6. Значит, 87 % потребляемой энергии расходуется на преодоление необратимых потерь в цикле.
Для повышения энергетической эффективности ГХМ следует увеличивать КПД компрессора и детандера, снижать гидравлическое сопротивление и повышать эффективность теплообмена в теп- лообменных аппаратах.
На рис. 8.6 приведены зависимости ед для различных типов холодильных машин (/ ——машины двухступенчатого сжатия, 2 —— каскадные, 3 -— регенеративные ГХМ) от температуры, при ^которой совершается подвод теплоты от внешнего источника низкой температуры. Видно, что при температурах 九 V ■—70+—80 ℃ ГХМ становятся энергетически более совершенными, чем паровые холодильные машины. Именно в этой низкотемпературной области ГХМ находят все более широкое применение.
Конструкция газовых холодильных машинс детандерами
Расчет и конструкция детандеров и регенераторов ГХМ излагаются в специальной литературе 115, 25]. Мы ограничимся рассмотрением основных типов компрессоров и детандеров, применяемых в ГХМ.
Теплоемкость ср газов и, в частности, воздуха невелика, поэтому для получения даже и не очень больших холодопроизводительностей приходится обеспечивать значительные массовые расходы газа. У ГХМ холодопроизводительностью Qo = 100 кВт с температурами воздуха при входе и выходе из теплообменного аппарата (или камеры) ——80 ℃ и ——60 ℃ массовая производительность компрессора должна составлять 5 кг/с. Компрессор объемного действия на такую производительность был бы весьма громоздким, поэтому для ГХМ обычно применяют компрессоры динамического действия и турбодетандеры.
Компрессоры ГХМ. Центробежные и осевые компрессоры, которые могут применяться в ГХМ, описаны в гл. 6. В ГХМ специального назначения малой холодопроизводительности могут найти применение винтовые компрессоры сухого сжатия, описанные в RT. 5.
Детандеры ГХМ. Различают два основных типа турбодетандеров: радиальные и осевые.
В радиальных турбодетандерах газ движется в основном в радиальной плоскости. Они могут быть центробежными и центростремительными. В ГХМ применяются, как правило, центростремительные детандеры, в проточной части которых газ движется от периферии к центру. Различают активные и реактивные турбодетандерьг. В активных турбодетандерах весь перепад энтальпий срабатывается в сопловом аппарате, преобразуясь в кинетическую энергию. В рабочем колесе происходит лишь преобразование кинетической энергии в механическую. Давление при входе в колесо в активном детандере равно или близко к давлению при выходе из него. В реактивном детандере часть перепада энтальпий срабатывается в сопловом аппарате, где переходит в кинетическую энергию, а остальной перепад энтальпий срабатывается в колесе. Отношение перепада энтальпий, срабатываемого в колесе, ко всему перепаду энтальпий в детандере, называется коэффициентом реактивности Q У активных детандеров Q = 0, а у реактивных обычно Q = 0,44-0,6. Основными элементами радиальных турбодетандеров (рис. 8.7) являются входное устройство /, сопловой аппарат 2, рабочее колесо 3 и выходное устройство 4. Частота вращения ротора турбодетандера обычно велика, что дает возможность устанавливать его на одном валу с компрессором, образуя единый компрессорнодетандерный агрегат, имеющий небольшие габаритные размеры и массу.
У детандеров с закрытым рабочим колесом для уменьшения пере- течек газа устанавливается лабиринтное уплотнение покрывного 370
диска, с помощью которого удается снизить перетечки до 2—3 % от массового расхода.
КПД радиальных турбодетандеров довольно высок и может достигать 0,80—0,85. Реактивные детандеры имеют более высокий КПД и поэтому применяются чаще.
Осевые турбодетяндеры применяются при больших Съемных расходах газа. На рис. 8.8 представлен осевой одноступенчатый детандер ГХМ типа ТХМ-1-25. Воздух поступает во вход-
Рнс. 8.7. Схема радиального центростремительного детандера
ной патрубок /, затем в сопловой аппарат 2, из которого выходит с большой скоростью и попадает в рабочее колесо 3. За рабочим колесом установлен выходной диффузор 4, в котором скорость несколько снижается, после чего воздух направляется в регенератор обратного потока. Ротор 6 установлен на подшипниках качения: шариковом опорно-упорном 7 и роликовом опорном 9. Смазывание подшипников осуществляется через форсунку 8. Для уменьшения перетечек воздуха устанавливается лабиринтное уплотнение 5. Коэффициент реактивности детандера О = 0,45.
КПД осевых детандеров может быть несколько выше, чем радиальных. Перепад энтальпий в ступени осевого детандера меньше, так как газ движется в осевом направлении практически на одном и том же радиусе.
Воздушная холодильная машина ТХМ-1-25. Схема и теоретический цикл этой машины аналогичны показанным на рис. 8.4, а действительный цикл — на рис. 8.5, б. Компрессор — осевой, семиступенчатый (см. рис. 6.27), детандер — осевой одноступенчатый (рис. 8.8). Отношение давлений в компрессоре л =2,17. Компрес- ,сор и вдетандер располагаются на одной оси и крепятся к корпусу мультипликатора. Частота вращения ротора компрессорно-детан-
дерного агрегата п = 343 с-1. Расход воздуха равен 1 кг/с. Электродвигатель мощностью 75 кВт с частотой вращения /2ДВ = 49 с"1 приводит во вращение тихоходный вал мультипликатора. Регенераторы представляют собой теплоизолированные цилиндры из листовой стали, установленные в горизонтальной плоскости рядом. В регенераторы уложена насадка в виде цилиндрических галет, свернутых из гофрированной алюминиевой ленты толщиной 0,35 мм и шириной 50 мм. На торцах регенераторов установлены крышки с патрубками, которые соединяют регенератор с клапанными коробками. Заслонки клапанных коробок одновременно поворачиваются на 90° с помощью специального гидравлического механизма и вала, соединяющего обе коробки. Для ускорения выхода машины на режим предусмотрена установка еще одной—третьей——клапанной коробки, перепускающей воздух из регенератора в детандер, минуя теплообменный аппарат (или холодильную камеру). Перепуск осуществляется сразу после запуска машины и прекращается по достижении нужной температуры при выходе из регенератора. ТХМ-1-25 может работать при температуре холодного воздуха —80 ℃. На нерасчетных режимах возможно ее уменьшение до —130 сС.
「азовне холодильные машиныс вихревыми трубами
Основные положения. Принцип действия вихревой трубы описан в гл. 1. Эффективность охлаждения холодного потока определяется коэффициентом температурной эффективности, введенном Хилшем,
% = AT；/ATs,
где ДГх — снижение температуры холодного потока газа в вихревой трубе; АТ；——снижение температуры газа при его изоэнтроп- ном расширении.
Процесс изоэнтропного расширения должен начинаться от того же состояния (р】， 7\), что и процесс в вихревой трубе и заканчиваться при том же давлении рх. Тогда для совершенного газа можно записать 一 《
т；-т：
■ 加у/%], (8.16)
где л = р^Рх —— отношение давлений; р：, Tf —— давление и температура торможения при входе в трубу; pj — давление торможения при выходе из трубы; и$ k!{k——1). Массовая доля холодного потока определяется величиной 卜i = Gx/G, где Gx ■— массовый расход холодного потока, a G ——полный массовый расход газа, входящего в трубу. Характер зависимости Пх 工 f (卩)слабо зависит от отношения давлений л. Это свойство использовано А. П. Меркуловым для построения обобщенной регулировочной характеристики вихревой трубы (рис. 8.9) [24 ]. Она представляет собой зависи-
мость произведения 卩刀义=f (卩).Из точки 肘=0 проведено семейство лучей т]х = const, соответствующих холодному потоку, а из точки 卩=1 ——семейство лучей 刀「= const, соответствующих горячему потоку. Общая шкала отсчета величин 刀 нанесена на вер* тикали 卩=0,5. На поле характеристики построены экспериментальные зависимости 卩Пх = / (卩，я).
Тепловой расчет ГХМ с вихревой трубой выполняется с помощью этой характеристики в такой последовательности. Известны требуемая температура TJ и давление 夕3 холодного газа при выходе из ГХМ и подогрев газа АТ。от охлаждаемого источника в теплообменном аппарате или камере. Температура газа Т； при входе в вихревую трубу в нерегенеративной ГХМ принимается близкой
Затем по найденному значениюЗатем по найденному значениюк температуре окружающей среды, а'в регенеративной ГХМ определяется степенью регенерации. Снижение температуры холодного потока
Затем по найденному значению
Затем по найденному значению
АТх = Т\ —Tg. (8.17)
Далее расчет ведется методом последовательных приближений. Значение 卩 выбирают с помощью обобщенной характеристики в области оптимальных значений цг]х. Значение л принимается приближенно и определяется г(х. После этого из (8.16) находится отношение давлений
п = [1-АТ；/(Пх7；)「％.(8.18) л уточняется величина т]х и расчет
повторяется до получения сходимости по л.Удельная холодопроизводительность ГХМповторяется до получения сходимости по л.Удельная холодопроизводительность ГХМ夕0 =срЛТ0.
повторяется до получения сходимости по л.
Удельная холодопроизводительность ГХМ
повторяется до получения сходимости по л.
Удельная холодопроизводительность ГХМ
Массовый расход холодного потока
"6n。队.(8.19)
Полный массовый расход воздуха через вихревую трубу
.G = Gx/jx.(8.^))
Давление,.торможения газа при входе в вихревую трубу
‘％ = р；п.(8.21)
где р； — Роевых — давление торможения холодного потока; хвых = 0,95+0,99 —— коэффициент восстановления давления тор， вожения в выходном устройстве трубы.
374
用 20用 20Рис. 8.10. Холодильная машина с вихревой трубойРис. 8.10. Холодильная машина с вихревой трубойПлощадь узкого сечения сопла определяется так:
用 20
用 20
Рис. 8.10. Холодильная машина с вихревой трубой
Рис. 8.10. Холодильная машина с вихревой трубой
凡=G {2仇收1 [П「他 一 h? "+D勺厂О，5限(8.22)
для докритического отношения давлений (для воздуха это соответствует % V 1,89) и
-2 ~|—°'5 /
•凡=GJ(8.23)
для сверхкритического отношения давлений (для воздуха это соответствует лс > 1,89).
В этих выражениях ас = 0,94+ +0,96 ——коэффициент расхода сопла; Лс = 〃“〃с ——отношение давлений в сопле; 〃с ——статическое давление при выходе из сопла. Величина лс определяется по эмпирическому уравнению, полученному при исследованиях на воздухе в диапазоне 2 < л < 6 % «1,59 — б,27л + 0,062л2. (8.24)
Диаметр горячей трубы определяется по эмпирической зависимости
D = 3,62 у^.(8.25)
Диаметр отверстия диафрагмы
Dr =D (0,35 + 0,313卩).(8.26)
Длина вихревой зоны принимается равной L = (8+10) D. Приведенные эмпирические зависимости дают удовлетворительную точность при 立Q « Q « 50 мм.
Повышение температуры потока a7；=小А乙=小口 口一(1/疗/%]. (8.27)
Температура горячего потока Т；=Т； + АТ；.
Конструкция ГХМ с вихревой трубой. Конструкции вихревых труб весьма разнообразны и зависят от конкретных условий их применения.
На рис. 8.10 изображена регенеративная ГХМ с вихревой трубой. В ней применен силикагелевый осушитель для осушки поступающего сжатого воздуха, что позволяет повысить эффект охлаждения.
Сжатый воздух от внешнего источника подается через патрубок 12 в силикагелевый осушитель //, откуда по трубке регенеративного теплообменника 9 направляется в полость 6 и через сопло 7 в вихревую Трубу 8. После разделения в трубе холодный поток через от-
верстие в диафрагме 5 и раскручивающий диффузор направляется в холодильную камеру 4, где охлаждает загруженный в нее материал. Из холодильной камеры через отверстия 2 и кольцевую полость 3 воздух проходит во второй контур регенеративного теплообменника 9 и затем отсасывается эжектором /0, работающим на горячем потоке вихревой трубы. Температура холодного потока может изменяться с помощью регулировочной иглы 13, управляемой рычагом 14.
Эжектор создает разрежение в тракте холодного потока (в холодильной камере, кольцевой полости и втором контуре регенеративного теплообменника), поэтому крышка 20 холодильной камеры герметизируется резиновым кольцом / и винтом 19. Холодильная камера изолирована от кожуха пенопластовыми кольцами 16 и шлаковой ватой 17. Крышка камеры изолирована пенопластом /8. Теплообменник изолирован асбестом /5.
Для контроля давления сжатого воздуха на приборном щитке установлен манометр, измеряющий давление в полости осушителя, и гальванометр, измеряющий температуру холодного воздуха, поступающего в камеру.
Г лава 9
ТЕРМОЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕМАШИНЫ
В современных термоэлементах в области температур окружающей среды максимальная разность температур на спаях достигает 70——90 ℃. На многокаскадных устройствах эта разность температур может быть более 100 ℃.
Таким образом, разность температур, получаемая в термоэлектрических холодильных машинах, вполне достаточна для использования этого способа охлаждения в различных областях науки и техники. Ряд особенностей термоохлаждающих устройств способствовал их распространению. Уже в начале 60-х годов разработкой и промышленным выпуском термоэлектрических охлаждающих устройств были заняты многие организации и предприятия как у нас в стране, так и за рубежом.
Основные положения теориитермоэлектрических холодильных машин
Энергетическая эффективность термоэлектрических холодильных машин зависит от физических свойств материалов термоэлементов. Одним из основных свойств материалов термоэлементов является их электропроводность. Количественной мерой электропровод^ ности материала является, как известно, величина удельного электрического сопротивления р или удельная электропроводность о ~ 1/р. Как уже отмечалось ранее, материалами, используемыми в термоэлементах, являются полупроводники.
Величина удельной электропроводности полупроводников в боль- шей мере зависит от инородных примесей, температуры, давления, освещения. Примеси, введенные в материал полупроводника, могут воздействовать на него по-разному. Если в кристаллическую решетку полупроводника вводятся атомы, внешние электроны которых связаны непрочно, то при их отрыве число свободных электронов проводимости в материале возрастает, в результате чего электропроводимость полупроводника возрастает. Примеси, которые увеличивают число электронов проводимости, называются донорами. В том случае, когда в чистый материал полупроводника вводятся атомы с незаполненной внешней электронной оболочкой, такие атомы укомплектовывают свой незаполненный уровень «чужими»
электронами, т. е. электронами соседних атомов, у которых связь электронов непрочна. Это приводит к образованию «дырки» на месте утраченного электрона у основного атома. «Пострадавший» атом теряет электрическую нейтральность и превращается в положительно заряженный ион, который также стремится захватить электрон у соседнего атома. Примеси, атомы которых повышают ионную проводимость материала полупроводника, называются акцепторными.
Переход электрона от одного атома к другому приводит к тому, что место, где образовалась недостача электрона (электронная дырка), постоянно и беспорядочно перемещается по всей кристаллической решетке от одного атома к другому. Такое перемещение электронной дырки эквивалентно перемещению положительных зарядов. Если на такой кристалл воздействовать внешним электрическим полем, то движение электронных дырок будет противоположно дви- жению электронов. Проводимость, обусловленная передвижением электронных дырок, получила название дырочной проводимости.
В зависимости от типа проводимости (электронной или дырочной) полупроводниковые материалы делятся на электронные (n-типа) и дырочные (p-типа). Чистым полупроводниковым материалом свойственна смешанная проводимость ——электронная и дырочная. При создании в полупроводнике электрического поля возникает движение _ электронов и дырок, а общий ток представляет собой сумму электронного и дырочного тока. ” '
Так как электроны более подвижны, чем дырки, то у полупроводников со смешанной проводимостью электронный ток преобладает, как правило, над дырочным. Проводимость чистого полупроводника называют собственной проводимостью, а проводимость, которая обусловлена примесью,——примесной проводимостью. Таким образом, электропроводимостью проводников можно управлять, вводя в них незначительное количество примесей. Это является основным и наиболее доступным средством изменения показателей
полупроводниковых материалов.
Теория термоэлектрических холодильных машин базируется на термоэлектрических явлениях. К их числу обычно относят три термоэлектрических эффекта: Зеебека, Пельтье и Томпсона. Эти эффекты связаны с взаимным превращением тепловой энергии в энергию электрического тока.
Термоэлектрические эффекты. Эффект Зеебека. Сущность эффекта Зеебека состоит в следующем: если в разомкнутой электрической цепи, состоящей 侬 нескольких разнородных проводников, на одном из контактов поддерживать температуру Т「(горячий спай), а на другом (холодном спае) температуру Тх, то при условии Тг 声 Тх на концах цепи возникает термоэлектродвижущая сила Е, а при замыкании цепи в ней появляется электрический ток. Такую цепь называют термоэлементом или термопарой.
Термо- э. д. с. на концах разомкнутой цепи определяется по уравнению
Е= ja打，(9.1)
где а — коэффициент дифференциальной термо-э. д. с. Он зависит в основном от физических свойств материала и его температуры.
При небольших разностях температур ЛТ = Тг — Тх можно считать а равным его некоторому среднему значению в интервале от 北 ДО
В том случае, когда термоэлектрическая цепь состоит из элементов с одинаковым типом проводимости, их термо-э. д. с. оказываются противоположно направленными:
(Zp = (Zpi — Otp2，CCn = GJnj — О^п2»(92),(9.3)
где “р, а孔——коэффициенты термо-э. д. с. дырочного и электронного проводников.
При различном типе проводимости материалов их термо-э. д. с. суммируются
й = |а₽| +Ian I，(9・4).
поэтому термоэлементы составляют, как правило, из элементен с электронной и дырочной проводимостью.
Термо-э. д. с. в цепи, составленной из последовательно соеди- ненных пар дырочных и электронных полупроводников, определяется по формуле「
上 = " 十小))打，(9.5)
где n——число пар термоэлементов.
Эффект Пельтье. Эффект Пельтье заключается в том, что『ри пропускании постоянного тока через термоэлемент, состоящий из двух проводников или полупроводников, в месте соединения выделяется или поглощается некоторое количество теплоты. Тепловой лоток Qn, называемый теплотой Пельтье, определяется по уравнению
Qn =匸厶(9.6)
где я ——коэффициент Пельтье; / ——сила тока.
Выделение или поглощение теплоты Пельтье зависит от направления тока и термотока, который возник бы при нагревании места соединения проводников. При совпадении направления теплота Пельтье поглощается, при противоположных направлениях ——выделяется. При наличии нескольких спаев выделение теплоты на одном сп配 всегда сопровождается поглощением ее на другом и наоборот.
Причина возникновения эффекта Пельтье состоит в том, что средняя энергия электронов, участвующих в переносе тока из одного проводника в другой, различна. Это наглядно подтверждается на примере контакта электронного полупроводника и металла. Предположим, что направление тока соответствует направлению пере* хода электронов из полупроводника в металл. Так как энергетический уровень свободных электронов полупроводника значительно выше уровня электронов металла, то при переходе из полупроводника в металл электроны, сталкиваясь с атомами металла, отдают им свою избыточную энергию. Это приводит к выделению теплоты Пельтье и повышению температуры спая. При противоположном направлении тока весь процесс идет в обратном направлении и теплота Пельтье поглощается.
Эффект Томпсона. Эффект Томпсона заключается в том, что при протекании электрического тока через проводник или полупроводник, на котором есть градиент температуры, в дополнение к теплоте Джоуля выделяется (или поглощается) некоторое количество теплоты, которое называют теплотой Томпсона. Знак теплоты Томпсона зависит от направления тока. В том случае, когда направление градиента температуры совпадает с направлением тока, теплота Томпсона выделяется.
Когда направления градиента температуры и тока противоположны, теплота Томпсона поглощается. Тепловой поток Томпсона определяется по выражению
Q^I^xdT. (9.7)
где т — коэффициент Томпсона.
Физическая сущность эффекта Томпсона заключается в том, что энергия свободных электронов растет в зависимости от температуры. Наличие разности температур вдоль материала приводит к тому, что электроны на горячем конце приобретают более высокую энергию, чем на холодном. Плотность свободных электронов также растет при повышении температуры, вследствие этого возникает поток электронов от горячего конца к холодному. На горячем конце накапливается некомпенсированный положительный заряд, на холодном ——отрицательный. Перераспределение зарядов препятствует потоку электронов и при определенной разности потенциалов приостанавливает его совсем. Эта разность потенциалов неодинакова для различных материалов и при соединении их в термопару приводит к возникновению термо-э. д. с.
Так же протекают описанные выше явления в материалах с дырочной проводимостью, с той лишь разницей, что на горячем конце скапливается некомпенсированный отрицательный заряд, а на хо川 л одном —— положительно заряженные дырки, поэтому в термопаре, * состоящей из элементов с проводимостью р- и /2-типов, термо-э. д. с. складываются. Для металлов изменение температуры практически не влияет на плотность носителей зарядов. В веществах со смешан-
ной проводимостью эффект Томпсона практически равен нулях
Взаимосвязь между термоэлектрическими эффектами. При замыкании электрической цепи термопары, в которой создана и поддерживается постоянная разность - температур, одновременно возникают все три термоэлектрических эффекта. Кроме этого в термопаре при наличии разности температур происходит передача теплоты от горячего конца к холодному за счет теплопроводности, а электрический ток вызывает выделение теплоты Джоуля.
Для определения взаимосвязи между рассматриваемыми эффектами представим термопару в виде замкнутой цепи и рассмотрим ее как тепловую машину, рабочим веществом которой служит элек-
Рис. 9.1. Схема и цикл короткозам кнутой термоэл'ёктри чес кой цепи
тронный газ [49 ]. Схема и цикл в s——Т-диаграмме такой машины показаны ьГй рис. 9.1. Будем считать, что необратимые процессы теплопроводности й выделения теплоты Джоуля отсутствуют. Участки 丿一4 и 2—3 в цикле 1—2—3—4 соответствуют протеканию некоторого количества электричества через контакты между элементами термопары. Участки /—2 и 3—4 характеризуют изменение количества электричества, которое происходит в результате движения тока через полупроводниковые элементы термопары / и //. Теплота Пельтье на участке 2——3 выделяется, на участке 7——4 —— поглощается. Теплота Томпсона выделяется на участке 3—4 и поглощается на участке /—2.
Работа цикла /—2—3—4, которую совершает термо-э. д. с. при протекании данного количества электричества qt в соответствии с первым законом термодинамики равна разности теплоты, подведенной и отведенной, т. е. /ц со пл. /——2—3——4 = (пл. 2——3——k——n + + пл. /——2——п-m)--(пл. 1--4--С--т + пл. 4-3—龙--е) или г
Е% = л (Тг) + j % d「一 n (厶)一[工“ dT qe. (9.8)
По второму закону термодинамики ds = dQ/T можно определить изменение энтропии на любом участке цикла. В замкнутом цикле прирост энтропии равен нулю, тогда
[ ^^" = 0. (9.9) 丁 /г /X J /
'Уравнения (9.8) и (9.9) выражают содержание первого и второго законов термодинамики в применении к термоэлектрическим процессам. Эти уравнения тем точнее описывают реальный процесс,
чем ^деньте интервал температур Т「一 Тх・ В предельном случае.
骞 一 Тх = dT можно записать:
dE = d乳 + ①—тп) dT; (9.10)
d 仔)+ 叮片 * = О.(9.11)
Из уравнений (9.1) и (9.10) вытекает первое термоэлектрическое соотношение
тр — тп = а — dn/dT. (9.12)
Подставляя это выражение в уравнение (9.11), получим второе соотношение:
冗а7\(9.13)
Из двух последних соотношений вытекает еще одно важное
% — тп = —Т (da/dT).(9.14)
Для вывода основных расчетных зависимостей рассмотрим работу термоэлемента, состоящего из двух полупроводников с электронной (/) и дырочной проводимостью (//) и металлических перемычек III (рис. 9.2). При движении постоянного тока в указанном направлении нижняя перемычка нагревается, а верхняя ——охлаждается. В этом случае верхняя перемычка называется «холодным спаем», а нижняя —— «горячим спаем». При выводе зависимостей для расчета термоэлектрических охлаждающих устройств при небольшой разности температур на спаях используется среднетемпературное значение а, которое достаточно точно учитывает теплоту Томпсона.
Тепловой поток, поглощаемый на холодном спае термоэлемента за счет эффекта Пельтье, определяем по уравнению (9.6) или, учитывая (9.13) и (94), получаем•
Qn=&/TY(9.15)
Джоулева теплота, выделяющаяся в термоэлементах, равна
• Q^=/2R、 ■(9.16)
где R—сопротивление обеих ветвей термоэлемента.
АТ9.3. Качественная зависимость е, т разности температур на спаях АТАТ9.3. Качественная зависимость е, т разности температур на спаях АТПри расчетах принимают, что одна половина джоулевой теплоты переходит к горячим спаям, а другая — к холодному. Теплота, переходящая от горячих спаев к холодному за счет теплопроводности, равна
АТ
9.3. Качественная зависимость е, т разности температур на спаях АТ
АТ
9.3. Качественная зависимость е, т разности температур на спаях АТ
^т = К(Гг-Т^(9.17)
где Z ——коэффициент теплопроводности ветвей термоэлемента.
Таким образом, холодопроизводительность термоэлемента (количество теплоты, поглощаемой на холодном спае термоэлемента) определяется выражением
Qq—^TxI — 0,5/2R—入(几一А).(9.18)
Тепловой поток, выделяемый на горячем спае и отводимый в окружающую среду, определяется по уравнению
Qr = &Tr/ + o,5/2R-%(A—Tx)・ q I (9.19) е°
Мощность, потребляемая термоэлементом, равна
%=，2r+五(几一厶乂 (9.20)
Энергетическая эффективность термоэлектрического охлаждения определяется холо-. дильньш коэффициентом е = 三 Qq/N или
Нт/ — 0,5 戸 R — AUf— T) E =_.
(9.21)
Режимы работы термоэлементов. Под режимом работы р^с. термоэлементов подразумевают Qo такие условия их эксплуатации,
при которых один или несколько параметров их работы постоянно имеют какое-либо определенное значение. Наиболее характерными ЯВЛЯЮТСЯ： реЖИМ макСИМаЛЬНОЙ ХОЛОДОПрОИЗВОДИТельНОСТИ (Qomax), режим, максимального холодильного коэффициента (£тах)，режим минимального тока (/mln).“
Режим Qu max отличается тем, что рабочий ток в термоэлементе соответствует максимально возможному значению. Режим Е^ах характеризуется тем, что рабочий ток в термоэлементе меняется в соответствии с изменением разности температур на холодном и горячих спаях. Режим /т1п характерен тем, что заданное значение холодопроизводительности и разности температур на холодном и горячих спаях термоэлемента поддерживается при минимально возможном значении рабочего тока.
На рис. 9.3 показаны зависимости Qo и е = / (АТ) Л〃只 различных рёжимов работы термоэлемента. Холодопроизводительность
термоэлемента в режиме етах имеет наименьшее значение и лишь при максимально возможной разности температур АТ холодопроизводительности во всех трех случаях становятся практически равными. Из этого следует, что для обеспечения одинаковой холодопроизводительности и разности температур на спаях термобатарея, работающая в режиме Етах, должна иметь наибольшее число термоэлементов. Для всех режимов £ увеличивается при уменьшении АТ на спаях. При АТ = 0 для режима Qo max холодильный коэффициент имеет максимальное значение (е =0,5), а для двух других е = оо. Значение е = оо показывает, что для получения единицы холодопроизводительности достаточно бесконечно малых затрат электроэнергии. Практического значения эта зависимость не имеет, так как в режимах Етах и /min при AT f 0 удельная холодопроизводительности также стремится к нулю. Это означает, что для получения единицы холодопроизводительности необходимо бесконечно большее число термоэлементов. Режим /min является промежуточным между режимами Qy 111ах и етах.
Для получения минимальных затрат электроэнергии режим Einax является наиболее приемлемым. В микроохладителях, где потребляемая мощность не превышает 10—20 Вт, фактор экономии электроэнергии не имеет большого значения, поэтому в них часто используется режим QoInax. В тех случаях, когда термобатарею необходимо питать от источника слабого тока, наиболее приемлемым может оказаться режим /min.
§ 9・2・ Эффективность применения термоэлектрического охлаждения
Выбор материалов для термоэлементов. Экономичность термоэлемента, а также максимальное снижение температуры на спаях зависят от эффективности (добротности) полупроводникового вещества г, в которую входят удельная электропроводность о, коэффициент термо-э. д. с. а и удельная теплопроводность х. Эти величины взаимосвязаны, так как зависят от концентрации свободных электронов или дырок. Эта зависимость представлена на рис. 9.4. Из рисунка видно, что электропроводность о пропорциональна числу носителей /г, термо-э. д. с. стремится к нулю с увеличением п и возрастает при уменьшении п. Теплопроводность х состоит из двух частей: теплопроводности кристаллической решетки хр, которая практически не зависит от п, и электронной теплопроводности хэ, пропорциональной п. Эффективность металлов и металлических сплавов мала из-за низкого коэффициента термо-э. д. с., а в диэлектриках —из-за очень малой величины электропроводимости. По сравнению с металлами и диэлектриками эффективность полупроводников значительно выше, чем и объясняется их широкое применение в настоящее время в термоэлементах. Эффективность материалов также зависит от температуры.
Термоэлемент состоит из двух ветвей: отрицательной (п-тип) и положительной (p-тип). Так как материал с электронной проводимостью имеет термо-э. д. с. с отрнцательннм знаком, а материал с дырочной проводимостью ——с положительным, это позволяет получить большую величину термо-э. д. с. (а = /а" + /а")・ При увеличении термо-э. д. с. растет z. Для термоэлементов в настоящее время применяют низкотемпературные термоэлектрические материалы, исходными материалами которых являются висмут, сурьма, селен и теллур. Максимальная эффективность г для этих материалов в области комнатных температур составляет: 2,6-10"3 град'1 дляп-типа, 2,2-10-1 ——для p-типа. В настоящее время Bi2Te3 применяется
Рис. 9.4. Качественная зависимость коэффициентов: термо-э. д. с. а, электропроводности и, теплопроводности у от концентрации носителей пРис. 9.4. Качественная зависимость коэффициентов: термо-э. д. с. а, электропроводности и, теплопроводности у от концентрации носителей предко, поскольку созданные на его основе твердые растворы Bi2Te3 — Bi.Se3 и Bi2Te3 — Sb2Te3 имеют более высокие значения г [(2,4+3,4)10-3 Град-1 ]. Эти материалы впервые были получены и исследованы в нашей стране и на、 их основе освоен выпуск сплавов ТВЭХ-1 и ТВЭХ-2 для ветвей с электронной
Рис. 9.4. Качественная зависимость коэффициентов: термо-э. д. с. а, электропроводности и, теплопроводности у от концентрации носителей п
Рис. 9.4. Качественная зависимость коэффициентов: термо-э. д. с. а, электропроводности и, теплопроводности у от концентрации носителей п
проводимостью и ТРДХ-1 и ТВДХ-2 — для ветвей с дырочной проводимостью
[49 ]. Твердые растворы
Bi—Se применяются в области температур ниже 250 К- Максимального значения г = 6-10-3 град-1 достигает при Т^ 80+90К・
Интересно отметить, что указанный сплав существенно повышает свою эффективность в магнитном поле. Так, например, при " ~ 1000 Э и Т = 100 К эффективность г возрастает до 8,5-10^3 град^1.
В настоящее время полупроводниковые ветви изготавливают тремя методами: методом порошковой металлургии, литьем с направленной кристаллизацией и вытягиванием из расплава. Наиболее распространенным является метод порошковой металлургии с холодным или горячим прессованием образцов. В термоэлектрических охлаждающих устройствах применяются в основном термоэлементы,
у которых отрицательная ветвь изготавливается методом горячего прессования, а положительная — методом холодного прессования.
385385Механическая прочность ветвей термоэлементов незначительна. Так, например, у образцов сплава Bi2Te3 — Sb2Te3, изготовленных по технологии горячего или холодного прессования, предел прочности при сжатии составляет 44,6—49,8 МПа. Нижний предел относится к образцам, полученным методом горячего прессования. Для повышения прочности термоэлемента между коммутационной пластиной / (рис. 9.5) и полупроводниковой ветвью 6 ставится демпфирующая свинцовая пластина 3, кроме того, применяются легкоплавкие припои 2, 4 н припой SiSb (5). Испытания показывают,
385
385
13 П/р И. А. Сакуна
что термические устройства имеют виброударную стойкость до 20 g, а термоохладители малой холодопроизводительности (порядка единиц ватт) до 250 g.
Сравнение термоэлектрических охлаждающих устройств с другими способами охлаждения. Термоэлектрические охлаждающие устройства имеют ряд преимуществ по сравнению с другими типами холодильных машин. Однако однозначно говорить о преимуществах термоохлаждающих устройств нельзя, так как они имеют и существенные недостатки. В настоящее время в системах конденцио-
нирования воздуха и провизионных камерах на судах используются пароэжекторные и паровые холодильные машины. В холодное время 『—— 7 года судовые помещения обогре-
Рис, 9.5. Схема коммутации термоэлементаРис, 9.5. Схема коммутации термоэлементаваются электро-, паро- или водонагревателями, т. е. применяются раздельные, источники теплоты и холода. При помощи термоэлектрических устройств в теплое время года можно охлаждать помещения, а в холодное время —— обогревать. Изменение режима охлаждения на режим обогрева осуществляется путем реверса электрического тока.
Рис, 9.5. Схема коммутации термоэлемента
Рис, 9.5. Схема коммутации термоэлемента
Кроме того, к преимуществам термоэлектр и чески х устройств следует отнести: отсутствие движущихся частей; полную бесшумность работы; отсутствие рабочего вещества и масла; меньшую массу и габаритные размеры при той же холодопроизводительности. Сравнительные данные по хладоновым машинам для провизионных камер на судах показывают, что при одинаковой холодопроизводительности масса термоэлектрической холодильной машины в 1,7—— 1,8 раза меньше. Термоэлектрические охлаждающие устройства для систем судового конденционирования имеют объем приблизительно в четыре, а массу в три раза меньше, чем хладоновые холодильные машины.
К недостаткам термоохлаждающих устройств следует отнести их низкую экономичность и повышенную стоимость. Экономичность термоэлектрических устройств по сравнению с паровыми холодильными машинами приблизительно на 20—50 % хуже [49 ]. Высокая стоимость термоохлаждающих устройств связана с высокими ценами на полупроводниковые материалы. Дальнейшее развитие работ по повышению качества полупроводниковых материалов, по с овер шенствов ан и ю технологии и конструкций термоохлаждающих устройств приведут к сокращению их стоимости, повышению надежности и улучшению других характеристик. Это позволит значительно расширить область применения термоэлектрических охлаждающих устройств в нар одном хозя йстве.
Г лава 10
ПАРОЭЖЕКТОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Пароэжекторные холодильные машины (ПЭХМ) относятся к группе теплоиспользующих холодильных машин, так как они потребляют извне не механическую, а энергию, передаваемую в форме теплоты. Для привода насосов ПЭХМ потребляют и некоторое количество электроэнергии. Пароэжекторная машина представляет собой систему совмещенных неразделимых процессов прямого и обратного циклов, т. е. в ней совмещены пароэнергетическая установка с двигателем ——эжектором и холодильная машина со струйным компрессором ——эжектором. Пароэнергетическая установка включает в себя парогенератор, эжектор, конденсатор и насос. В состав холодильной машины входят эжектор, конденсатор, дроссельный (регулирующий), вентиль и испаритель.
Рабочим веществом пароэжекторных машин служит чаще всего вода, а в последнее время и хладоны. Использование воды в качестве рабочего вещества целесообразно вследствие ее безвредности и относительной дешевизны. Однако применить воду в компрессорных машинах невозможно из-за очень больших значений удельного объема сухого насыщенного пара при низких температурах. Так, например, при поддержании в испарителе температуры насыщения О ℃ (р = 0,00061 МПа) компрессору пришлось бы отсасывать водяной пар, имеющий удельный объем 226 м3/кг (для сравнения сухой насыщенный пар хладона R12 имеет объем 0,05566 м3/кг), что можно было бы осуществить лишь при огромных размерах цилиндров или колес в центробежной машине. Это ведет к большим потерям энергии, а также увеличивает стоимость машины. Отсасывание водяного пара из испарителя паровым эжектором позволило создать относительно компактную машину.
Недостатком этих машин является их низкая энергетическая эффективность из-за значительных потерь в эжекторе, а также необходимость поддержания глубокого вакуума в испарителе и конденсаторе.
Наиболее широко пароэжекторные машины используются для кондиционирования воздуха на промышленных предприятиях, весьма перспективны они и для кондиционирования воздуха на судах, где особенно при работе главной энергетической установки появляется большое количество вторичных энергоресурсов (выпускных газов, охлаждающей двигатели горячей воды).
§ 10.1. Принцип действияи теоретический процесс работыпароэжекторной машины
Схема пароэжекторной машины показана на рис. 10.1.
Рабочий пар из парогенератора Г, образованный в нем за счет подвода теплоты qri направляется в сопло эжектора Э, В сопле потенциальная энергия пара преобразуется в кинетическую энергию ——скорость пара возрастает. Струя рабочего пара, увлекая холодный пар, идущий из испарителя Я, смешивается с ним в камере смешения эжектора. Смесь рабочего и холодного пара направляется в диффузор эжектора, в котором давление смеси повышается вследствие снижения скорости. Таким образом, за счет кинетической энергии струи рабочего пара осуществляется работа сжатия смеси рабочего и холодного пара от давления в испарителе pQ до、 давления в конденсаторе рк. Теплота конденсации(?к в конденсаторе ГК отводится водой, а образовавшийся конденсат направляется по двум потокам: одна часть конденсата в количестве, равном рабо
чему пару, подается конденсатным насосом К" в парогенератор Г, другая —— через дроссельный вентиль РВ1 поступает в испаритель Я. Охлаждение воды в испарителе происходит в результате частичного ее испарения при глубоком вакууме. Температура кипения воды находится в зависимости от давления над водой. Количество теплоты, отбираемое отходящим холодным паром, зависит от температуры и давления, при которых происходит кипение. При атмосферном давлении вода кипит при температуре 100 ℃. При этих условиях для испарения 1 кг воды требуется 2257 кДж, или с отходящим 1 кг пара от воды отбирается 2257 кДж. Для температуры кипения воды при +7 ℃ давление над водой должно быть 〜1 кПа. При этих условиях для испарения 1 кг воды требуется 2480 кДж. Из испарителя 〃 образующийся пар непрерывно отсасывается эжектором, благодаря чему в испарителе поддерживается постоянное давление и непрерывный процесс испарения. Охлажденная вода, называемая «рабочей водой», циркулирует между испарителем И и потребителем холода ПХ. Рабочая вода подается к потребителю холода циркуляционным насосом 〃/Л в испаритель она возвращается через вентиль РВ2.
Теоретический цикл ПЭХМ в s ——/-диаграмме показан на рис. 10.2. Рабочий пар с давлением рр расширяется в сопле до давления ро изоэнтропно ——процесс 7r2s. Из испарителя подсасывается холодный пар состояния 9. В камере смешения образуется 388
влажный пар состояния 3, который сжимается в диффузоре до давления рк изоэнтропно —— процесс 3——4s.Процесс 4S—5 — конденсация; процесс 5—6 соответствует адиабатной работе насоса, перекачивающего конденсат в парогенератор. Процесс 5——8 ——дросселирование части конденсата, идущего в испаритель. Процесс 8——9 — кипение в испарителе, а 6——7——1 —— процессы нагрева воды и парообразования в парогенераторе. В машиневлажный пар состояния 3, который сжимается в диффузоре до давления рк изоэнтропно —— процесс 3——4s.Процесс 4S—5 — конденсация; процесс 5—6 соответствует адиабатной работе насоса, перекачивающего конденсат в парогенератор. Процесс 5——8 ——дросселирование части конденсата, идущего в испаритель. Процесс 8——9 — кипение в испарителе, а 6——7——1 —— процессы нагрева воды и парообразования в парогенераторе. В машинесовершаются два цикла. Если условно представить сжатие в эжекторе отдельно рабочего пара (процесс 2$—//) и холодного пара (процесс 9——/0), то прямой цикл /-1—11—5—6—7—/, а обратный —совершаются два цикла. Если условно представить сжатие в эжекторе отдельно рабочего пара (процесс 2$—//) и холодного пара (процесс 9——/0), то прямой цикл /-1—11—5—6—7—/, а обратный —будетбудетизображаться процессамиизображаться процессамипроцессами 9—10—5—8—9, В сопле происходит преобразование потенциальной энергии давления в кинетическую — процесс 1—2§;процессами 9—10—5—8—9, В сопле происходит преобразование потенциальной энергии давления в кинетическую — процесс 1—2§;передача энергии прямогопередача энергии прямогоцикла в кацикла в каобратному осуществляется мере смешения — процесс 2 $—3—9; з厂 рата работы в обратномобратному осуществляется мере смешения — процесс 2 $—3—9; з厂 рата работы в обратномцикле происходит в диффузоре — процесс 3—4$. Процессы расширения И——2s от давления рк до давления р0 с последующим сжатием смешанного пара (процесс 3—4^) от давления р0 до 卩^ по существуцикле происходит в диффузоре — процесс 3—4$. Процессы расширения И——2s от давления рк до давления р0 с последующим сжатием смешанного пара (процесс 3—4^) от давления р0 до 卩^ по существуjjрие. 10.2. Теоретический цикл пароэжекторной холодильной машинырие. 10.2. Теоретический цикл пароэжекторной холодильной машинывыполняются для передачи рабо-выполняются для передачи рабо-ты прямого цикла обратному.Если принять, что через испаритель проходит 1 кг рабочего вещества, то через парогенератор пройдет а (кг) рабочего пара, причемты прямого цикла обратному.Если принять, что через испаритель проходит 1 кг рабочего вещества, то через парогенератор пройдет а (кг) рабочего пара, причем(Ю.1)(Ю.1)а = Gp. п/^х. п'
влажный пар состояния 3, который сжимается в диффузоре до давления рк изоэнтропно —— процесс 3——4s.
Процесс 4S—5 — конденсация; процесс 5—6 соответствует адиабатной работе насоса, перекачивающего конденсат в парогенератор. Процесс 5——8 ——дросселирование части конденсата, идущего в испаритель. Процесс 8——9 — кипение в испарителе, а 6——7——1 —— процессы нагрева воды и парообразования в парогенераторе. В машине
влажный пар состояния 3, который сжимается в диффузоре до давления рк изоэнтропно —— процесс 3——4s.
Процесс 4S—5 — конденсация; процесс 5—6 соответствует адиабатной работе насоса, перекачивающего конденсат в парогенератор. Процесс 5——8 ——дросселирование части конденсата, идущего в испаритель. Процесс 8——9 — кипение в испарителе, а 6——7——1 —— процессы нагрева воды и парообразования в парогенераторе. В машине
совершаются два цикла. Если условно представить сжатие в эжекторе отдельно рабочего пара (процесс 2$—//) и холодного пара (процесс 9——/0), то прямой цикл /-
1—11—5—6—7—/, а обратный —
совершаются два цикла. Если условно представить сжатие в эжекторе отдельно рабочего пара (процесс 2$—//) и холодного пара (процесс 9——/0), то прямой цикл /-
1—11—5—6—7—/, а обратный —
будет
будет
изображаться процессами
изображаться процессами
процессами 9—10—5—8—9, В сопле происходит преобразование потенциальной энергии давления в кинетическую — процесс 1—2§;
процессами 9—10—5—8—9, В сопле происходит преобразование потенциальной энергии давления в кинетическую — процесс 1—2§;
передача энергии прямого
передача энергии прямого
цикла в ка
цикла в ка
обратному осуществляется мере смешения — процесс 2 $—
3—9; з厂 рата работы в обратном
обратному осуществляется мере смешения — процесс 2 $—
3—9; з厂 рата работы в обратном
цикле происходит в диффузоре — процесс 3—4$. Процессы расширения И——2s от давления рк до давления р0 с последующим сжатием смешанного пара (процесс 3—4^) от давления р0 до 卩^ по существу
цикле происходит в диффузоре — процесс 3—4$. Процессы расширения И——2s от давления рк до давления р0 с последующим сжатием смешанного пара (процесс 3—4^) от давления р0 до 卩^ по существу
j
j
рие. 10.2. Теоретический цикл пароэжекторной холодильной машины
рие. 10.2. Теоретический цикл пароэжекторной холодильной машины
выполняются для передачи рабо-
выполняются для передачи рабо-
ты прямого цикла обратному.
Если принять, что через испаритель проходит 1 кг рабочего вещества, то через парогенератор пройдет а (кг) рабочего пара, причем
ты прямого цикла обратному.
Если принять, что через испаритель проходит 1 кг рабочего вещества, то через парогенератор пройдет а (кг) рабочего пара, причем
(Ю.1)
(Ю.1)
Величина а, определяемая отношением массовых расходов рабочего пара Gr. 口 к холодному Gx. п, называется кратностью циркуляции или коэффициентом удельного расхода пара.
Принимая условие передачи работы прямого цикла обратному без потерь, можно записать для теоретического цикла, что лт/ = /0» где / и /0 •— соответственно работы прямого и обратного циклов,
伺=4// = (/10 一 办)"(乙 一 hi)一血一七)],(10.2)
где，~ энтальпия в соответствующих точках цикла (см. рис. 10.2).
Тепловой баланс машины можно представить в следующем виде:
' (1 + 〃т) 9к = 9о + 伺％ + 伺盛，(10.3)
где (1 + %) % = (1 + 叫(厶§ 一 is) — отведенная теплота; 卽= 工 4 — % — удельная холодопроизводительность; aTqr =«т (友
—运)—теплота, подведенная к парогенератору; 〃必=ат (ie 一 J is) "•- работа насоса.
Эффективность работы прямого цикла оценивается термическим коэффициентом
晞3理二吐.叱.(10.4)
Холодильный коэффициент является энергетической характер и- стикой обратного цикла|
'Для энергетической оценки эффективности всей машины используется 'тепловой коэффициент Ст, равный отношению холодопроизводительности цикла к затраченной теплоте
厶=亠=一.(10.6)
1 a*r aT (^― ^e)*'
Подставив в формулу (10.4) /
=/0/ат и умножив 亠 на е.
” получим
刀声=-
生=—% =『
'о〃т4гт*
.(107)
Термодинамическое совершенство цикла, эжекторной холодильной машины так же, как и для других типов холодильных машин, можно оценить коэффициентом обратимости
Т]=昌=—2—,(10.8)
Собр%勿川 обр
где Ст» £т и 〃f——соответственно тепловой, холодильный и термический коэффициенты теоретического цикла; Собр» Еобр и 期/ обр —— те же коэффициенты обратимого цикла;
206P = 7。с 上「о，(10・9)
TQ ——температура охлажденной воды на выходе из испарителй» К； Tq. с — температура окружающей среды, К,
%°бр= Ty，J(Ю-Ю)
Th —zтемпература греющего источника.
§ 10-2. Газодинамические основы работыпароструйнето аппарата
Основной элемент машины ——эжектор, профиль которого показан на рис. 10.3, состоит из сопла PC, приемной камеры ПК, камеры смешения КС и диффузора Д. На этом же рисунке показано изменение статических давлений по ходу рабочего и холодного паров. Статическим давлением называют давление в потоке без учета его кинетической энергии.
390
В пароструйных аппаратах с большой степенью расширения рабочего пара, когда отношение давлений р^р? > 卩?〃％р, где ркр —— статическое давление изоэнтропно движущегося рабочего пара при критической скорости; сопло аппарата должно быть выполнено по типу сопла Лаваля. Сопло Лаваля состоит из сужающейся и расширяющейся частей, разделенных коротким цилиндрическим участком. Оно спрофилировано таким образом, чтобы в дозвуковрм режиме его сечение уменьшалось до тех пор, пока скорость потока не станет равной скорости звука. Для перехода через скорость звука и дальнейшего ускорения потока сопло должно быть выполнено расширяющимся. В этом случае для создания кинетической энергии потока будет использован весь перепад давлений от давления рабо
Рис. -10.3. Схема эжектораРис. -10.3. Схема эжекторачего пара на входе в сопло рр до давления всасывания холодного пара р&
Рис. -10.3. Схема эжектора
Рис. -10.3. Схема эжектора
Эжекторы холодильных машин работают при больших степенях расширения рабочего пара (〃р/р2> 50) и больших степенях сжатия gРА >2,5), поэтому для увеличения предельного коэффициента эжекции и сохранения
большой степени сжатия ка
двух частей: развитой конической и последующей укороченной ци- [43].с параметрами рр, /р подводитсядвух частей: развитой конической и последующей укороченной ци- [43].с параметрами рр, /р подводитсямера смешения в этих аппаратах выполняется состоящей из сужающейся части (конфузора) линдрической части (горловины)
двух частей: развитой конической и последующей укороченной ци- [43].
с параметрами рр, /р подводится
двух частей: развитой конической и последующей укороченной ци- [43].
с параметрами рр, /р подводится
Рабочий (эжектирующий) па[
к соплу, где давление его снижается от рр до давления в приемной камере рр1 ^ р2； а скорость увеличивается от ©р до и(Р1. Скорость пара 5pl в сечении /р1 на выходе из сопла больше критической скорости 侬кр, достигаемой паром в узком (критическом) сечении сопла /кр (см. рис. 10.3).
Рабочий пар, выходящий из сопла в приемную камеру со скоростью 侬 ри подсасывает из нее холодный эжектируемый пар, с ко- рость которого wx незначительна. По мере удаления от сопла массовый расход движущегося потока непрерывно увеличивается за счет присоединения массы эжектируемой среды и возрастает поперечное сечение движущегося потока. На некотором расстоянии от выходного сечения сопла поток, движущийся по направлению к камере смешения, заполняет все сечение приемной камеры. Профиль скоростей в этом сечении имеет большую неравномерность по радиусу —— от очень малой у стенок камеры до близкой к скорости ^р1 истечения рабочего пара из сопла на оси потока. Сечение, где площадь сверхзвуковой струи становится наибольшей, называется сечением запирания. До этого сечения эжектирующий и эжектируемый потоки ■ текут раздельно, не смешиваясь, а интенсивное смешение происходит за этим сечением. Сечение запирания является характерным уча-
ст ком начального участка смешения, С удалением от сопла граница } между потоками размывается, сверхзвуковое ядро эжектирующей | струи уменьшается, происходит постепенное выравнивание скоростей j путем обмена импульсами между частицами, движущимися с большей и меньшей скоростями, и повышение давления перемешиваемых потоков по сечению камеры. Поток имеет среднюю скорость 叫 и статическое давление рз. Далее поток поступает в расширяющуюся насадку — диффузор. В последнем происходит преобразование кинетической энергии в потенциальную и теплоту. Давление растет от рз до Ре, а скорость падает от 侬з до wc. Если пренебречь сопроти-: влением нагнетательного тракта от эжектора до конденсатора, то ! давление за эжектором рс можно считать равным давлению кондён-: сации /% в главном конденсаторе.
Процессы, характерные для камер смешения, описываются тремя : законами.
Закон сохранения энергии:
ip. 口 + 儿 = (1 + 〃)(10.11) где /рфП, %, m 'с — энтальпии рабочего н холодного пара до эжектора и смешанного потока после эжектора, кДж/кг; и — коэффициент эжекции, т. е. отношение массового расхода холодного (эжек- тируемого) пара к массовому расходу рабочего пара, 〃 =- = Gx.n/Gp.n =
Закон сохранения массы (кг/с):
Gc-Gp.n + Gx,n.(10.12)
Закон импульсов, который для конической камеры смешения записывается так:一
Gp. и 侬 р2 + G< п^х2 — (Gp. н + Gx. J g = "э/з 十
+ j Р d/ — Sf2fp2 + %JxJ,(10.13)
где 侬p2, ©x2, 5з ——скорости рабочего и холодного потоков во входном сечении 2—2 камеры смешения и смешанного потока в выходном сечении 3—3, м/с; рр2, рХ2, Рз — статические давления рабочего и холодного потоков во входном сечении камеры смешения и смешанного потока в выходном сечении этой камеры, Па; /р2, /з —— площади сечений рабочего и холодного потоков при входе в камеру смешения и смешанного потока на выходе из камеры смешения, м2;
\ pdf—интеграл импульса сил на площадь поверхности камеры смешения между сечениями 2—2 и 3—3.
При расчете эжекторов часто используют газодинамические функции, связывающие приведенную скорость потока пара с его термодинамическими параметрами. Под приведенной скоростью понимается отношение скорости пара в рассматриваемом сечении к критической скорости:
九=:畋叫T(10.14)
Критическая скорость пара (м/с), представляющая собой действительную скорость пара, равную местной скорости звука, определяется по формуле
др=нT^t = V 2 ^T /萨 (1。/5)
где k ——показатель адиабаты для идеального газа; R — удельная газовая постоянная, Дж/(кг- К)； Т*, р* —соответственно темпе.- ратура и давление торможения, К и Па; и* ——удельный объем пара в заторможенном состоянии, м3/кг. Под параметрами торможения Т*, р*, V*, р* понимаются абсолютная температура, давление, удельный объем и плотность пара при изоэнтропном снижении его скорости до нуля.
Наиболее часто используются, следующие газодинамические функции. -
Функция т (Z) —— относительная температура, т. е. отношение абсолютной температуры Т изоэнтропно движущегося пара в данном сечении к абсолютной температуре торможения
т = 77Т* = 1 —[伍一1)/优 + 1)] Z2. (10.16)
Функция 冗(Z) —— относительное давление, т. е. отношение статического давления р движущегося пара в данном сечении к давлению торможения
л = р/р^={1- [(k - 1)/(й + 1] Х2}^^1. (10.17)
Функция е (九)—— относительная плотность, т. е. отношение плотности р движущегося потока в данном сечении к плотности р* заторможенного потока:
£ = р/р* = {1 一 [伏-1)/但 + 1)] ¥卩/л. (10.18)
Из более сложных газодинамических функций при расчете эжектором часто используется функция q (Z), представляющая собой приведенную массовую скорость, т. е. отношение массовой скорости 5P [кг/(м2-с) ] движущегося потока в данном сечении к массовой скорости этого потока (и?р)кр в критическом сечении:
g=曾/(叫)陋 (10.19)
Из условия сплошности потока следует, что функция q равна отношению площадей критического сечения потока и данного сече- ния: q 二九р/£
В холодильных машинах эжекторы работают на реальных газах или насыщенном паре, В таких средах показатель адиабаты 丸—— переменная величина, поэтому использование уравнений (10.14)—— (10.19) неудобно. Скорость звука в указанных средах можно определить на основании формулы Лапласа: w =〉/(dp/dg, где др —— бесконечно малое изоэнтропное изменение давления, Па； dp — изменение плотности среды при изменении давления dpf кг/м3. Для тех-
нических расчетов формулу Лапласа можно записать в следующем виде:
w = /(Ap/Ap)s,(10：20)刃
где w ——средняя скорость звука в среде в диапазоне указанного 1 изменения давления среды; Ар — сравнительно небольшое конечное 1 изоэнтропное изменение давления; Др —— конечное изменение плот- -| ности среды при указанном изменении давления.|
Пренебрегая начальной скоростью потока перед эжектором из-за '.! ее незначительности, можно скорость потока при адиабатном рас- ] ширении определить по формуле.J
g = ]/ 2 (А%,(10.21) I
где (А% — изоэнтропное изменение энтальпии потока, Дж/кг. |
На основании уравнений (10.20) и (10.21) из условия 侬$ =酬= : =侬нр можно вычислить изоэнтропный перепад энтальпий (А&р)$,!
соответствующий расширению потока от заторможенного состояния J до. его критической скорости:j
Qrp)s = 0,5 (Ao/Ар"1
Критическая скорость потока1
叫р = / 2 (А』нр)5・1
Количественные значения основных газодинамических функций 扌 и метод расчета с использованием этих функций приводятся в спе- i циальной литературе [36].J
Действительный процесс
и характеристика работы пароэжекторной машины
Действительный процесс работы ПЭХМ. Действительный цикл i пароэжекторной машины, показанный на рис. 10.4 в координатах s — /, значительно отличается от теоретического цикла. Отличие это обусловлено прежде всего необратимыми процессами расширения рабочего пара в сопле, смешивания и сжатия смешанного пара в диффузоре; процесс смешивания характеризуется еще и потерями от удара рабочего пара о холодный пар; рабочий пар расширяется до давления p2i более низкого, чем давление р0 в испарителе, на величину потерь в системе на участке от испарителя до камеры смешения. В действительном цикле ПЭХМ, представленном на рис. 10.4, процессы: /—2 — политропное расширение рабочего пара в сопле от давления 〃р до давления 〃2； 9——10 ——политропное расширение холодного пара от давления р0 до давления р2 во входной части камеры смешения эжектора; 2—3 и 10—3 — одновременное смешивание рабочего и холодного пара в камере смешения эжектора; 3—4 — политропное сжатие смеси рабочего и холодного пара в камере смешения эжектора; 4—5 — сбив перегрева и конденсация смесн паров в конденсаторе; 5—6 — подогрев конденсата в насосе, 394
подающем конденсат в генератор; 6—/ — нагрев и парообразование конденсата в генераторе; 5—8 — дросселирование конденсата, поступающего из конденсатора в испаритель, в вентиле РВ1 (см. рис. 10.1). Таким образом, в испаритель попадает влажный пар в состоянии 8 с давлением р0 и температурой 力.В испарителе влажный пар делится на две фазы: жидкую — состояние 0 и паровую ——состояние^1; 8—9 — испарение конденсата в испарителе.
:.10.4. Действительный цикл пароэжекторной холодильной машины:.10.4. Действительный цикл пароэжекторной холодильной машиныПар из испарителя в состоянии 9 поступает в эжектор, а вода в состоянии 0 отводится насосом к потребителям холода. Вода, подлежащая охлаждению, поступает от потребителей холода подогретой в состоянии 11 при температуре tw2- При прохождении через вентиль РВ2 и разбрызгивающее устройство испарителя она дросселируется — процесс
:.10.4. Действительный цикл пароэжекторной холодильной машины
:.10.4. Действительный цикл пароэжекторной холодильной машины
Вследствие необратимых потерь в элементах холодильной машины действительный тепловой коэффициент ^д меньше теоретического.
Действительный тепловой коэффициент
^ = qQ\Mt (10.22) где ад ——кратность циркуляции в действительном цикле пароэжекторной холодильной машины.
(10.23)(10.23)Обозначив степень термодинамического совершенства обратного цикла и = ед/еобр, относительный коэффициент действительного прямого цикла i]oi = /дР^/, холодильный коэффициент действительного цикла £д = д"/д, термический коэффициент обратимого прямого цикла % обр = HqT, а также имея в виду, что действительные работы в прямом и обратном циклах связаны между собой равенством а^1^ = =%, после соответствующих подстановок в формулу (10.22) выражение для действительного теплового коэффициента может быть записано так:
(10.23)
(10.23)
Сд^^ едЛ/ 而р%о九
Кратность циркуляции в действительном цикле больще, чем в теоретическом, и зависит от температур и давления в испарителе, конденсаторе и парогенераторе, а также от степени необратимости процессов в сопле, камере смешения, диффузоре и в других элементах машины.
Действительную кратность циркуляции можно вычислить, пользуясь данными опыта, полученными при испытании машин различных крнструкций. Зависимость 〃世 от отношения (厶°——％)/(厶——必) (см. рис. 10.2) приведена на рис. 10.5. На этом графике даны опти-
мальные значения ад. Для обеспечения устойчивой работы машин J значения ад, полученные из графика, следует увеличивать на 5—事 10 %. 鼻
Величина, обратная кратности циркуляции 〃口, есть коэффициент 』 эжекции и, кг/кг (см. § 10.2).
О “ у @ 04 05 (Z 打％)/广 %2s)О “ у @ 04 05 (Z 打％)/广 %2s)Рис. 10.5. Зависимость действительной кратности циркуляции。丿丄 от отноше- нин (Jo 一办)/(g -/)Рис. 10.5. Зависимость действительной кратности циркуляции。丿丄 от отноше- нин (Jo 一办)/(g -/)以=1 I 〃д・(10.24)
О “ у @ 04 05 (Z 打％)/广 %2s)
О “ у @ 04 05 (Z 打％)/广 %2s)
Рис. 10.5. Зависимость действительной кратности циркуляции。丿丄 от отноше- нин (Jo 一办)/(g -/)
Рис. 10.5. Зависимость действительной кратности циркуляции。丿丄 от отноше- нин (Jo 一办)/(g -/)
При расчете пароводяной эжекторной машины, учитывая глубокий вакуум в аппаратах, давления в испарителе и конденсаторе определяют как сумму парциальных давлений водяного пара и воздуха. Однако определить парциальные давления воздуха и пара в конденсаторе возможно лишь при испытаниях машины. При выполнении расчетов проектируемой машины 』 допустимо оценить потери в отдельных ее Я элементах н вписать действительный цикл в 司 диаграмму, не принимая во внимание влия- Я ние парциальных давлений воздуха на про- Я цессы конденсации и кипения (так как воз- 團 духа очень мало).
Эжекторные холодильные машины рас- .считывают на наиболее тяжелые температурные условия, так как в эксплуатации отклонение от расчетных условий для этих машин может вызвать полное прекращение их работы .
Давление конденсации рн и кипения Ро в холодильном цикле определяется внешними условиями: в конденсаторе ——массовым расходом и температурой охлаждающей
воды, в испарителе — нужными параметрами и массовым расходом охлаждаемой среды, т. е. условиями технологии и назначением холодильной машины. Давление рабочего пара 卩卩 в парогенераторе в принципе может быть любым. В условиях эксплуатации пароводяных эжекторных машин наиболее целесообразным является давление 卩口 в пределах 0,5——0,8 МПа. Однако всегда экономически выгоднее будет наиболее низкое давление рабочего пара, так как это дает возможность использовать дешевую низкопотенциальную теплоту, хотя это и приводит к возрастанию расхода рабочего пара . и увеличению габаритных размеров машины.-
Таким образом, чтобы вписать действительные процессы паро- 彳 эжекторной машины в тепловую диаграмму, нужно знать не только параметры рабочего, холодного и смешанного пара в узловых точках ； цикла, но и оценить потери в сопле, камере смешения, диффузоре и других элементах машины.
耽8 = /2 伍—GJ,耽8 = /2 伍—GJ,(10.25)(10.25)Теоретическая скорость рабочего пара wu (см. рис..10.2) на выходе из сопла может быть определена по известной формуле истечения из сопл;
耽8 = /2 伍—GJ,
耽8 = /2 伍—GJ,
(10.25)
(10.25)
где 厶 и 厶§ — энтальпии рабочего пара в начале и конце адиабатного расширения, в Дж/кг.
Пренебрегая величиной начальной скорости рабочего, пара, можно считать, что при отсутствии потерь в адиабатном процессе расширения работа расширения (Дж/кг), отнесенная к 1 кг рабочего пара,
厶=(10.26)
Учитывая скоростным коэффициентом 口工 потерю кинетической энергии пара в сопле, в результате трения получаем значение истинной скорости расширения рабочего пара
w1 =(PiWls.(10.27)
Скоростной коэффициент можно принимать равным от 0,92 до 0,96. Таким образом, потеря работы в сопле на^трение
A/ =厶-厶=0,5就8 ■— 0,55；=0,5t^?s — 0,5®:$屮 1 = (1 - ＜pf) 0,5呦€ =
=(1 -吟& —厶)нан а=厶一4・(10.28)
Из равенства 啮仇一&) = & — %) можно определить энтальпию пара в конце процесса расширения в сопле (с учетом потерь) (см. рис. 10.4)
为=八一＜pf (厶一喲；＜Pi = Qi —，2)/(G — £) (10.29); (10.30)
Величина 口工 носит название скоростного коэффициента и представляет собой отношение действительной энергии истечения к теоретической.
К смешивающимся потокам можно применить закон изменения количества движения: сумма количества движения смешиваемых потоков рабочего и холодного пара до удара равна количеству движения потока смеси в конце процесса смешивания, т. е. после удара:
Ср. П^1 + G、：.n©o = (Gp. 口 + Gx. 口) g，(103)
где ©i, ©о, ©2 — скорость пара соответственно рабочего, холодного и смеси, м/с.
Из уравнения (10.31)
G“+ G. и吗)
Gp. п + G. п
Кинетическая энергия смеси равна
厶=0,5 (Gp.n + Gx. п)吗=°，5 —Gp п + ох.п— •(1°・32)
Величина 厶 меньше суммы кинетических энергий потоков до смешения
Li + Lo 匸 0,5 9口.拙孑 + Gx. nW)(10.33)
на величину
(10.34)(10.34)т“ Gp.nGx.n 一g)2
(10.34)
(10.34)
:AL =g+及-%=*-啞一2-
Величина AL представляет собой потери кинетической энергии, связанные с процессом смешения потоков. Как показывает формула (10.34), потери тем больше, чем больше разность скоростей смешивающихся потоков. Отсюда можно сделать вывод, что при заданных скорости рабочего пара и коэффициента эжекции для получения наименьших потерь желательно увеличивать Wq так, чтобы можно было приблизить скорость холодного пара к скорости рабочего пара при входе в камеру смешения.
Если уравнение (10.31) разделить на Gp, п и пренебречь скоростью холодного пара, а также воспользоваться выражением 比= =Gx.n/Gp.n，то уравнение (10.31) можно переписать в таком виде:
⑪I = (1 十")g или 侬2 =⑪J(1 + 比).(10.35)
Действительная скорость в камере смешения w3 меньше скорости 侬2 вследствие удара и потерь на трение двух потоков пара —— рабочего и холодного. Эти потери характеризуются коэффициентами 中2 и фз・ Проверенных значений для коэффициентов(р2 и(р3 нет, так как величины их зависят от многих факторов: от скорости и угла встречи потоков пара, конструкции и качества выполнения камеры смешения и диффузора и ряда других. Однако некоторые авторы [36 ] рекомендуют принимать величину <р2 равной 0,975, а (р3 ——0,925. Произведение 屮2屮з составляет примерно 0,9, но в ряде случаев может быть и значительно меньше. Таким образом, скорость
^з = gss = ф2фз■ 1% = Ф1Ф2Ф3 言&- •(Ю.36)
Изменение энтальпии пара в камере смешения Дгп из-за потерь кинетической энергии струи может быть выражено уравнением
△J = Q,5叫-仇5耽(1 十 〃)=0,5叫(1 - ~^|-) •(10.37)
Предполагая отсутствие потерь теплоты во внешнюю .среду и принимая, что холодный пар входит в камеру смешения в состоянии, близком к насыщению, можно считать, что теплота потерь в камере смешения идет на подсушку рабочего пара, обычно выходящего из сопла с большой влажностью. Тогда энтальпия рабочего пара в конце камеры смешения t = 厶 + А%. Воспользовавшись уравнением сохранения энергии (10.11), можно определить энтальпию смеси паров в конце камеры смешения (в начале сжатия в диффузоре)
4 =厶 + ：實凉К.(10.38)
В диффузоре кинетическая энергия, внесенная потоком, превращается в потенциальную энергию и давление смеси повышается до давления р^.
Кинетическая энергия, внесенная в диффузор из камеры смешения,
/з = 0,5唸(10.39)
Изменение кинетической энергии в диффузоре
Д/ = 0,5(03 — 0,5^4,(10.40)
Где ©4 ——скорость на выходе из диффузора. Для пароводяных эжекторных холодильных машин принимают 侬《=70+90 m/g 151*.
Изменение энтальпии в диффузоре
，4 —，з = 0,5 (酬之一t^4)«(10.41)
Из формулы (10.41) находим состояние в точке 4 (см. рис. 10.4) i4 = 0,5 (侬3 -冠)+ /3,
Энтальпию в точке 4 можно также определить, если задаться КПД диффузора ”，экспериментальное значение которого по некоторым литературным данным равно 0,67■—0,85
П = (i4s — ^з)/(и — ^3)，
где i4s — энтальпия в конце изоэнтропного сжатия в диффузоре (см. рис. 10.2).
Характеристика работы пароэжекторной машиньц Характеристика работы в расчетных условиях и отличающихся от них определяется характеристикой главных эжекторов — аппаратов неизменных геометрических размеров. Главные эжекторы с максимальной эффективностью работают только при расчетном режиме. Существуют два резко отличающихся друг от друга режима работы главных эжекторов: допредельный и предельный. Режим, когда при неизменных давлениях рабочего и холодного пара массовый расход эжектируемого холодного пара Gx. п зависит от давления за эжектором (давление конденсации), называется допредельным. Чем ниже давление конденсации 卩幻 тем больше при этом режиме массовый расход эжектируемого холодного пара. Режим, при котором эжектор достигает максимальной производительности (при данных параметрах рабочего и холодного пара), т. е. достигается максимальное (предельное) значение Gx. п пр к соответственно предельная холодопроизводительность Qo пр, называют предельным режимом. Этому режиму соответствует и свое максимальное (предельное) давление сжатия Ркпр, развиваемое эжектором при данных параметрах рабочего и холодного пара и значении лд. В предельном режиме при давлении за эжектором р< р^пр расход отсасываемого эжектором холодного пара постоянный и равен Gx,nnp. При р 5> ^к пр эжектор входит в допредельный режим и массовый расход холодного пара при этом резко снижается.
При повышении температуры охлаждающей воды twl, поступающей в конденсатор, давление в конденсаторе и соответственно за эжектором также повышается. До тех пор, пока twl <С /^i пр> т- е- температуры, при которой достигается ^Кпр в конденсаторе, холодопроизводительность машины Qo остается постоянной. При /Щ1〉 〉/з1п№ холодопроизводительность снижается и в предельном случае не только полностью прекращается получение холода, но и проис-
ходит нагрев рабочей воды за счет поступающей в испаритель части рабочего пара из эжектора.
При понижении twi или увеличении массы охлаждающей воды холодопроизводительность не становится больше. Возрастание нагрузки на машину вызывает повышение температуры кипения. Соответственно увеличиваются Gx.п, Qo и тепловой поток на конденсатор, что, в свою очередь, вызывает повышение /?к. Так как количество рабочего пара с повышением 厶 остается неизменным, уменьшается ад и соответственно снижается давление рк пр, развиваемое эжектором, С возрастанием давления рабочего пара перед эжекторами увеличивается его расход и соответственно значение ^д, что позволяет несколько повысить значение 历口卩 и обеспечить работу машины при предельной температуре охлаждающей воды, несколько более высокой, чем /Ш1 пр. Однако при этом Qo практически не увеличивается. Кроме того, снижение давления рабочего пара перед эжекторами возможно и экономично, если соответствующее новому значению ад значение twlпр 凯/⑵工 в данное время работы машины.
Рабочие схемы и конструкциипароэжекторных холодильных машин
Пароводяные эжекторные холодильные машины в зависимости от конструкции и принципа работы главных конденсаторов делятся ； на два основных типа: машины с поверхностными конденсаторами " и машины со смешивающимися конденсаторами.
Преимуществом машин с поверхностными конденсаторами является сохранение конденсата, вследствие того что • конденсирующийся пар в них отделен от охлаждающей воды трубками, образующими теплопередающую поверхность. Машины этого типа имеют меньшие габаритные размеры и могут устанавливаться в производ* ственных помещениях в непосредственной близости от потребителей холода. По сравнению с машинами со смешивающими конденсаторами они несколько сложнее в эксплуатации и требуют дополнительного вспомогательного оборудования.
Рабочая схема пароводяной эжекторной холодильной машины с поверхностными конденсаторами показана на рис. 10.6.'
Рабочая вода, отепленная у потребителей, через запорный клапан， ./ поступает в испаритель 2. В испарителе вследствие непрерывного отсоса главными эжекторами 3 образующегося пара поддерживается давление насыщения, соответствующее температуре выходящей из испарителя рабочей воды. Небольшая часть рабочей воды испаряется, отнимая теплоту испарения от основной массы воды, циркулирующей через испаритель, благодаря чему вода охлаждается. Из испарителя охлажденная вода откачивается центробежным насосом 4 и подается к потребителям.
Рабочий пар поступает в редукционный клапан 5, где давление пара снижается до требуемой величины и далее через клапан 6 400
■М—■М—поступает к соплам главных эжекторов. Проходя через сопла, рабочий пар расширяется до давления несколько меньше требуемого давления насыщения в испарителе. Благодаря этому из испарителя в приемную камеру главного эжектора отсасывается холодный пар который затем, смешиваясь с паром, вышедшим из сопла, поступает в главный конденсатор 7. Смесь холодного и рабочего пара конденсируется, отдавая теплоту конденсации охлаждающей воде, цирку лиоующей через трубки главного конденсатора. Конденсат, обра- зуХйся в главком конденсаторе, откачивается конденсатным насосом 8 и через невозвратно-запорный клапан 9 нагнетается в к н денсатную систему. Часть конденсата, необходимая для компенсации испарившейся рабочей во-$
■М—
■М—
X?X?/2/2ды, по ступ ает в испари- 曰—
X?
X?
/2
/2
тель через электромагнит-2
77ный клапан и поплавковый
7
7
7373竹 17二［竹 17二［7575Рис. 10.6. Рабочая схема ПЭХМ с поверхностными конденсаторамиРис. 10.6. Рабочая схема ПЭХМ с поверхностными конденсаторамирегулятор уровня 10.
73
73
竹 17二［
竹 17二［
75
75
Рис. 10.6. Рабочая схема ПЭХМ с поверхностными конденсаторами
Рис. 10.6. Рабочая схема ПЭХМ с поверхностными конденсаторами
В пароводяной эжекторной машине все основные аппараты — испаритель, главный конденсатор
системы. Из испарителя вместе с хо-，системы. Из испарителя вместе с хо-，и другие — работают под давлением ниже атмосферного, в результате чего в . машину поступает воздух " извне. Для поддержания в аппаратах заданных давлений необходимо непрерывно отсасывать воздух из -
системы. Из испарителя вместе с хо-，
системы. Из испарителя вместе с хо-，
лодным паром главные эжекторы отсасывают и воздух. Отсос воздуха из главного конденсатора с выбросом в атмосферу осуществляется вспомогательными эжекторами в две ступени. Необходимость двух ступеней объясняется тем, что воздух отсасывается со степенью сжатия 15—30, что не может быть обеспечено одним эжектором. Вместе с воздухом эжекторы первой и второй ступени отсасывают и некоторое количество пара. Паровоздушная смесь из эжектора первой ступени 11 поступает в конденсатор первой ступени ‘4, где пар конденсируется, а освободившийся воздух из конденсатора первой ступени отсасывается эжектором второй ступени 72 в конденсатор второй ступени /3, из конденсатора второй^ ступени воздух выбрасывается в атмосферу. В конденсаторе второй ступени /авле- ние несколько больше атмосферного, в конденсаторе первой ступени давление промежуточное между давлением в главном конденсаторе и атмосферным давлением. Давление в главном конденсаторе, при котором происходит конденсация пара, зависит от температуры и количества охлаждающей воды, поступающей в главныи конденсатор, а также от степени загрязнения конденсатных трубок. Конденсат, образовавшийся в конденсаторе второй ступени, через перепускной клапан 15 поступает в конденсатор первой ступени. Конденсат из конденсатора первой ступени под влиянием разности
давлений по У-образной трубе через уравновешивающий клапан 16 перетекает в главный конденсатор.
Рабочая схема пароэжекторной холодильной машины с барометрическими смешивающими конденсаторами показана на рис. 10.7. Особенность этой схемы заключается в том, что пар в конденсаторе / входит в непосредственный контакт с охлаждающей водой и конденсат нельзя возвратить в парогенератор, что вызывает дополнительные затраты на очистку котловой воды. Однако благодаря непосред
Рис. 10.7. Рабочая схема ПЭХМ с барометриРис. 10.7. Рабочая схема ПЭХМ с барометрическими смешивающими конденсаторамическими смешивающими конденсаторамиственному контакту пара и воды давление конденсации в этой машине при прочих равных условиях будет несколько меньше, чем в схеме с поверхностными конденсаторами, соответственно ниже будет и степень сжатия, которую надо преодолеть эжекторам 2. При меньшей степени сжатия уменьшается потребный расход рабочего пара, что является основным преимуществом машин этого типа. Выполнение испарителей 3 и конденсаторов 1 барометрического типа обеспечивает свободный слив отработавшей охлаждающей воды, рабочей
Рис. 10.7. Рабочая схема ПЭХМ с барометри
Рис. 10.7. Рабочая схема ПЭХМ с барометри
ческими смешивающими конденсаторами
ческими смешивающими конденсаторами
воды и конденсата под действием собственной тяжести. Это значительно сокращает
затрату энергии на насосы, которые в отдельных случаях можно полностью исключить. Машины с барометрическими смешивающими
конденсаторами устанавливают на открытом воздухе.
Конденсаторы и испаритель для обеспечения барометрического слива воды располагают на большой высоте. Пар из главных эжекторов 2 поступает в нижнюю часть главного конденсатора 1 и поднимается вверх, так как в верхней части конденсатора производится отсос воздуха. Охлаждающая вода из магистрали поступает в верхнюю часть конденсатора, где помещена сливная коробка. Охлаждающая вода стекает через отверстия в дне коробки, а часть воды сливается через боковую стенку. Затем вода попадает на кольцевой лоток, откуда она поступает на центральный лоток, частично сливаясь вниз через отверстия в кольцевом лотке. С центрального лотка вода попадает на следующий кольцевой лоток, затем на очередной центральный и стекает на дно конденсатора. Таким образом, на пути поднимающегося пара, поступившего в конденсатор из главных эжекторов, создается водяная завеса, соприкасаясь с которой пар конденсируется. Образовавшийся конденсат смешивается с общей массой воды и по трубе 6 сливается в барометрический сборник 5.
Воздух из верхней части конденсатора отсасывается эжектором первой ступени 9 и нагнетается во вспомогательный конденсатор 7, принцип действия которого такой же, как и главного конденсатора. В этом конденсаторе рабочий пар, подведенный к эжектору 9, конденсиру
ется, а воздух, собравшийся в верхней части конденсатора, отсасывается эжектором второй ступени 8 и выпускается в атмосферу.
Сливные трубы снабжаются гидравлическими затворами в барометрических сборниках 4 и 5. Высота столба воды в сливных трубах до уровня баромет- - рической емкости
"=(8 + А九一аК)/®р)+%，
(10.42)
Рис. 10.8. Компоновка ПЭХМ с горизонтальным расположением главных эжекторов:/ I главный эжектор; 2 — главный конденсатор；3 — испарительРис. 10.8. Компоновка ПЭХМ с горизонтальным расположением главных эжекторов:/ I главный эжектор; 2 — главный конденсатор；3 — испарительгде В — барометрическое давление, м; A/i ——потери напора в сливной трубе и на. выходе из нее, м; Рк—минимально возможное давление в аппаратах с барометрическим отводом воды, м; g ——ускорение свободного падения, равное 9,81 м/с2; р — плотность воды, кг/м3;
Рис. 10.8. Компоновка ПЭХМ с горизонтальным расположением главных эжекторов:
/ I главный эжектор; 2 — главный конденсатор；
3 — испаритель
Рис. 10.8. Компоновка ПЭХМ с горизонтальным расположением главных эжекторов:
/ I главный эжектор; 2 — главный конденсатор；
3 — испаритель
Рис. 10.9. Компоновка ПЭХМ с вертикальным расположением ■ главных эжекторов:1 — главный эжектор; 2 — испаритель; 3 — главы ый конденсаторРис. 10.9. Компоновка ПЭХМ с вертикальным расположением ■ главных эжекторов:1 — главный эжектор; 2 — испаритель; 3 — главы ый конденсаторОхлаждай)' щая^одаОхлаждай)' щая^одаЯ — гарантийный запас, принимается 0,5—1,0 м.
Рис. 10.9. Компоновка ПЭХМ с вертикальным расположением ■ главных эжекторов:
1 — главный эжектор; 2 — испаритель; 3 — главы ый конденсатор
Рис. 10.9. Компоновка ПЭХМ с вертикальным расположением ■ главных эжекторов:
1 — главный эжектор; 2 — испаритель; 3 — главы ый конденсатор
Охлаждай)' щая^ода
Охлаждай)' щая^ода
Эжекторные машины обычно выполняют в виде агрегатов, включающих теплообменные аппараты, эжекторы и внутримашинный трубопровод с запорной, регулирующей и защитной арматурой. Машины имеют несколько параллельно работающих главных эжекторов, что уменьшает габаритные размеры машины, а также позволяет осуществлять регулирование холодопроизводительности. Схемы агрегатирования машин применяют для широкого диапазона производительности от 200 до 2000 кВт. Компоновка машин может быть выпол-
йена различными путями.
При горизонтальном расположении главных эжекторов перпендикулярно к основным аппаратам (рис. 10.8) из-за большой длины эжекторов машина занимает большую площадь и имеет два фронта обслуживания. Компактность машины повышается при горизонтальном расположении главных эжекторов параллельно основным аппаратам, однако при этом получается неудовлетворительное газораспределение, так как отсос пара из испарителя и ввод в главный
конденсатор односторонние.
« sg dole肾HOHWHq©^。,，。^ 丨 gJRHdwH — У mau号 1^5&c » fss^gl^ ^ ^ .^s^s «за»! t. илжкзтай «ож^во§и ®OX&HMO^8&KOHHBWDdgoo TOMMOKOKSO^ .OOI UHd
/ — испаритель; 2 ~ главный конденсатор; 3 — вспомогательный конденсатор; 4, 5 — главный и вспомогатель* ный эжекторы/ — испаритель; 2 ~ главный конденсатор; 3 — вспомогательный конденсатор; 4, 5 — главный и вспомогатель* ный эжекторы
/ — испаритель; 2 ~ главный конденсатор; 3 — вспомогательный конденсатор; 4, 5 — главный и вспомогатель* ный эжекторы
/ — испаритель; 2 ~ главный конденсатор; 3 — вспомогательный конденсатор; 4, 5 — главный и вспомогатель* ный эжекторы
Значительно компактнее машины с вертикальным расположением главных эжекторов и горизонтальным расположением основных аппаратов (рис. 10.9). В этом случае лучше организованы как отсос холодного пара из испарителя, так и ввод пара в конденсатор. При такой компоновке фронт обслуживания единый при хорошем доступе ко всем элементам машины.
На рис. 10.10 показана еще более компактная конструкция пароводяной эжекторной холодильной машины со встроенными в испари!ель эжекторами. В этой конструкции достигается хорошее газораспределение и уменьшаются гидравлические потери на пути холодного пара из испарителя в главный эжектор.
Компоновка агрегата со смешивающими конденсаторами для машин большой производительности (рис. 10.11) обеспечивает хорошее равномерное газораспределение в основных аппаратах. Верхнее расположен ие испарителя при противотоке в главном конденсаторе, сокращает габаритный размер машины по высоте.
Конструкцияи тепловой расчетосновных элементовпароэжекторной машины
Испарители. В пароводяных эжекторных холодильных машинах рабочее вещество (вода) одновременно является и теплоносителем (рабочая
вода). По этой причине в конструкции испарителей не нужна теплопередающая поверхность и, следовательно, отсутствуют необратимые потери на термическое сопротивление теплопередающей поверхности. В них предусматривают устройства для образования достаточной поверхности испарения циркулирующей рабочей воды и паровое пространство, обеспечивающее такую скорость холодного пара, при которой достигается минимальный унос капель воды.
Испарители выполняют горизонтальными, вертикальными, одноступенчатыми и многоступенчатыми. Последние применяют при охлаждении воды более чем на 8——10 ℃ и для уменьшения расхода рабочего пара.
В качестве устройств, обеспечивающих требуемую поверхность испарения рабочей воды, применяют плоские, цилиндрические или
сферические сетки, разделяющие поток воды на большое число cipy自(дождевые сетки) и переливы, образующие тонкую пленку воды. При этом необходимая высота дождя (300——600 мм) зависит от конструкции испарителя, количества рабочей воды и степени ее
Рис. 10.12. Горизонтальный испаритель со встроенными эжектфами:Рис. 10.12. Горизонтальный испаритель со встроенными эжектфами:/ — эжекторы； 2 ——указатель уровня; 3 — поплавковый регулятор уровня； 4 — ле， регородка; 5 — ребро жесткости; 6, 7 — патрубки для подвода и отвода рабочей во* ды； 8 — карман; 9 — дождевое устройстао; W — паровая коробка; 11 ■— сетчатый фильтр; 12 — сопло; 13 — сопловая доска/ — эжекторы； 2 ——указатель уровня; 3 — поплавковый регулятор уровня； 4 — ле， регородка; 5 — ребро жесткости; 6, 7 — патрубки для подвода и отвода рабочей во* ды； 8 — карман; 9 — дождевое устройстао; W — паровая коробка; 11 ■— сетчатый фильтр; 12 — сопло; 13 — сопловая доска
Рис. 10.12. Горизонтальный испаритель со встроенными эжектфами:
Рис. 10.12. Горизонтальный испаритель со встроенными эжектфами:
/ — эжекторы； 2 ——указатель уровня; 3 — поплавковый регулятор уровня； 4 — ле， регородка; 5 — ребро жесткости; 6, 7 — патрубки для подвода и отвода рабочей во* ды； 8 — карман; 9 — дождевое устройстао; W — паровая коробка; 11 ■— сетчатый фильтр; 12 — сопло; 13 — сопловая доска
/ — эжекторы； 2 ——указатель уровня; 3 — поплавковый регулятор уровня； 4 — ле， регородка; 5 — ребро жесткости; 6, 7 — патрубки для подвода и отвода рабочей во* ды； 8 — карман; 9 — дождевое устройстао; W — паровая коробка; 11 ■— сетчатый фильтр; 12 — сопло; 13 — сопловая доска
распыления. Очень мелкое распыление воды форсунками не реко мен дуется во избежание уноса капель воды холодным паром.
На рис. 10.12 показан одноступенчатый испаритель машины с малыми габаритными размерами, который представляет собой
406，
(10.43)(10.43)горизонтальный аппарат со встроенными главными эжекторами /. Массовый расход отсасываемого из испарителя холодного пара (кг/с)
(10.43)
(10.43)
х/ + (% — %) с '
где Qo ——холодопроизводительность испарителя, кВт;尤=0,95 — принимаемая степень сухости холодного пара; % — скрытая теплота парообразования при температуре испарения, определяется по таблицам водяного пара, кДж/кг; /0 — температура испарения, ℃; /к —— температура конденсата, поступающего в испаритель для компенсации испарившейся части воды (эта температура близка к температуре конденсации), ℃; с ——теплоемкость воды, кДж/(кг« К).
Объемный расход холодного пара (м3/с)
^х. u = Gx. nvx. п,(10.44)
где ?爲口 一 удельный объем холодного пара при условиях всасывания, их. п = %/и；. п; Vk. и — удельный объем холодного пара в состоянии насыщения при температуре /0.
Массовый расход рабочей воды Gp, в (кг/с), циркулирующей через испаритель,
(10.45)(10.45)G = Q 一Up・B— с А%
(10.45)
(10.45)
где А^ ——разность температур между входящей и выходящей вйдой в испарителе, обычно принимается равной 3—5 ℃.、
Задаваясь диаметром корпуса испарителя, скоростью пара в паровом пространстве и расположением оси разбрызгивающей трубы, рассчитывают длину аппарата, в плоскости которого расположена труба. Скорость пара в паровом пространстве принимают в пределах 8——17 м/с. При необходимости создания машины с малыми размерами эту скорость можно увеличить.
Эжекторы. Паровые сопла. К основным размерам сопла, которые необходимо определить, относятся: площадь входного сечения сопла /а площадь критического (наименьшего) сечения /кр, площадь выходного сечения /р1 (рис. 10.13, о).*
Площадь входного сечения сопла (м2} определяется по скорости в подводящем паропроводе
(10.47)(10.47)% = (Gp. 1A)/top；(10.46)
(10.47)
(10.47)
GpJn ~。投X. п»
где Gp. п, Gx；n — соответственно расходы рабочего и холодного пара (кг/с), приходящиеся на одно сопло; s —— удельный объем рабочего пара перед соплом, м3/кг (в точке /, рис. 10.4); ад—действительный коэффициент удельного расхода пара. Скорость w^ для магистралей насыщенного пара 35——40 м/с, в трубопроводах от редукционных клапанов 70—80 м/с, %ля магистралей перегретого пара 4b—45 м/с.
определитьопределить(10.48)(10.48)
определить
определить
(10.48)
(10.48)
Площадь критического сечения сопла (м2) можно так:
me b ——коэффициент, зависящий от свойств пара
fep ——показатель адиабаты рабочего пара, для сухого насыщенного водяного пара ^р = 1,13, для перегретого 论卩 =1,3; соответственно 厂 $ = 0,635; 0,665; рр —— давление рабочего пара перед соплом, в Па.
Рис. 10.13. Сопло (а), камера смешения и диффузор (6)Рис. 10.13. Сопло (а), камера смешения и диффузор (6)
Рис. 10.13. Сопло (а), камера смешения и диффузор (6)
Рис. 10.13. Сопло (а), камера смешения и диффузор (6)
(10.49)(10.49)Площадь выходного сечения сопла (м2)fpi 于(Gp. 口%)/g，
(10.49)
(10.49)
где и?——удельный объем пара в конце политропного расширения, определяется по тепловой диаграмме s 一 厶 м8/кг;，^ — скорость пара на выходе из сопла, м/с.
Длина расширяющейся части сопла (м)
(10.50)(10.50)/ dpi — dKp
(10.50)
(10.50)
2 tg9应)：
где % — диаметр выходного сечения сопла (м)
(10.51)(10.51)(10.52)(10.52)dpi = / 明1/叫
(10.51)
(10.51)
(10.52)
(10.52)
<4р ——критический диаметр сопла (м)■
^кр = / 4&р/л;
а ——угол конуса, принимается в пределах от 6 до 20Q.
408
Во избежание отрыва струи от стенок значения угла конуса выбираются в пределах а = 84-12°. Однако во многих случаях приходится применять сопла с углом конуса до 20°, так как для эжекторных холодильных машин характерны большие степени расширения, при которых сопла получаются очень длинными. По этой же причине эжекторы большой производительности выполняются многосопловыми, что позволяет сократить длину отдельных сопл и соответственно всего эжектора.
Камера смешения 〃 диффузор. Расчет площади сечения цилиндрической части 2 камеры смешения (рис. 10.13, б) производят исходя из того, что смесь проходит ее с большой скоростью, близкой к критической,
Gp. n + G*. 口
где Ь = 0,635; рк и и4 —— соответственно давление (Па) и удельный объем пара (м3/кг) после сжатия в диффузоре (в точке 4, рис. 10.4). Практически эти параметры принимают равными параметрам пара в главном конденсаторе.
Площадь конической части / камеры смешения определяют из соотношения 卩 = 府仇 = 2+3, отсюда
% = % (Ю.54)
Площадь сечения на выходе из диффузора 3
fc=(№宀, (10.55)
где g — скорость пара на выходе из диффузора принимается равной 60—80 м/с.
Зная величины f3, /2, /с, можно определить диаметры соответствующих сечений. Длину диффузора находят так же, как и длину расширяющейся части сопла [см. формулу (10.50) ], угол а принимают равным 6—8°. Обычно длина цилиндрической части камеры смешения принимается равной ее диаметру.
Конденсаторы. В пароэжекторных холодильных машинах применяют конденсаторы двух типов: поверхностные и смешивающие барометрические.
Поверхностные конденсаторы. _ Поверхностный конденсатор (рис. 10.14) представляет собой горизонтально расположенный теплообменный аппарат овального сечения и состоит из корпуса, трубных решеток /, привернутых к фланцам корпуса, трубок 72, концы которых развальцованы в решетках. Для уменьшения сопротивления пара в конденсаторе трубные решетки, в которые ввальцо- ваны трубки, имеют разреженную разбивку. Выбор значений скорости воды в трубках ограничивается гидравлическим сопротивлением конденсатора и так называемой ударной эрозией. Ударная эрозия входных концов трубок для морской воды возникает при скорости 1,5 м/с, для пресной — при 2,5 м/с. Выбор материала конденсаторных трубок определяется условиями коррозии. Применение трубок большого диаметра рекомендуется для загрязненной
охлаждающей воды, использование трубок меньшего диаметра позволяет разместить в заданном объеме относительно большую поверхность охлаждения и получить более высокие значения коэффициентов теплопередачи.,
На практике принят следующий порядок расчета площади поверхностных конденсаторов: сначала производят предварительное определение площади поверхности конденсатора
F = Qk/伏騎，(10.56)
где Qk — тепловой поток на конденсатор, кВт,
QK = (Gx.n + Gp.n)0n-»K).(10.57)
Рис. 10.14. Главный конденсатор 1 一 трубная решетка; 2, 4 — краны для выпуска воздуха и слива воды; 3, 8 — крышки; указатель уровня^ 9 — патрубки для установки испарителя;】。一патрубок Для отвода паровоз конденсаторная трубка; 13 — патрубок для подвода рабочей воды; /4, 15 ——перегородки;】6 — ной рабочей воды (при использовании конденсатора в качестве
#口 一 энтальпия пара, поступающего в конденсатор; гк ——энтальпия конденсата при выходе из конденсатора, 厶 = ск/к; ск — теплоемкость конденсата, % ^ 4,187 кДж/(кг- К)； 4 — температура конденсата при выходе из конденсатора; k — коэффициент теплопередачи [Вт/(м2- К) J, вычисляют по зависимостям, приведенным в гл. 7; 6т ——средняя логарифмическая разность температур, определяют по формуле (10.58).
Подогрев охлаждающей воды в главном конденсаторе
A九-(к 麓/(他^),
где m —— кратность охлаждения, т. е, масса охлаждающей воды, затраченной на конденсацию 1 кг пар%
^ ― G£(Gp. п + &. п)-
Чем выше кратность охлаждения, тем ниже при прочих равных условиях давление конденсации. Обычно кратность охлаждения для поверхностных конденсаторов составляет от 80 до 160 кг на 1 кг пара. Оптимальное значение m выбирают исходя из условий работы холодильной машины на основании технико-экономических расчетов. 410
Получив значения Д/^ и зная температуру поступающей на конденсатор воды/цл, находят температуру уходящей из конденсатора воды ，第 2
Во всех случаях стремятся, чтобы давление конденсации было как можно ближе к давлению насыщения, соответствующему температуре охлаждающей воды на выходе из конденсатора t^ т. е. к минимальному значению температурного напора конденсатора 6% £r ，52，
Где /к — температура конденсации. Обычно для поверхностных конденсаторов 6/ = 3+5 °C.Где /к — температура конденсации. Обычно для поверхностных конденсаторов 6/ = 3+5 °C.БолееБолеенизкие значениянизкие значенияб/ принимаютб/ принимаютповерхностного типа:поверхностного типа:775 — ребро5 — ребро〃 —стержни жесткости; 12〃 —стержни жесткости; 12душной смесн;душной смесн;жесткости; 6 — амортизаторы;жесткости; 6 — амортизаторы;отбойник; 77 — патрубок для отвода охлажден- теплообменника)отбойник; 77 — патрубок для отвода охлажден- теплообменника)в случае охлаждения воды в градирнях.Средняя логарифмическая разность температурв случае охлаждения воды в градирнях.Средняя логарифмическая разность температур®т =®т =In [⑸一twl)/{tK — ^W2)]In [⑸一twl)/{tK — ^W2)](10.58)Увеличение 6т вызывает повышение давления конденсации. Понижение 9т можно достигнуть увеличением кратности охлаждения.От полученной по формуле (10.56) площади теплопередающей поверхности 5 % выделяют на величину теплопередающей поверхности воздухоохладите(10.58)Увеличение 6т вызывает повышение давления конденсации. Понижение 9т можно достигнуть увеличением кратности охлаждения.От полученной по формуле (10.56) площади теплопередающей поверхности 5 % выделяют на величину теплопередающей поверхности воздухоохладителя ― трубного пучка, отгороженного от основного пучка перегородками с вырезами (см. рис. 10.14). Исходя из предварительно найденной площади поверхности определяют конструктивные размеры аппарата: число ходов воды, диаметр, число и длину трубок, разбивку трубной доски и т. д. (см. гл. 7 или [1 J).Затем производят поверочный расчет принятой конструкции конденсатора. Для этого рассчитывают действительный коэффициент теплопередачи ^д в следующей последовательности.Приведенная скорость пара в межтрубном пространствеля ― трубного пучка, отгороженного от основного пучка перегородками с вырезами (см. рис. 10.14). Исходя из предварительно найденной площади поверхности определяют конструктивные размеры аппарата: число ходов воды, диаметр, число и длину трубок, разбивку трубной доски и т. д. (см. гл. 7 или [1 J).Затем производят поверочный расчет принятой конструкции конденсатора. Для этого рассчитывают действительный коэффициент теплопередачи ^д в следующей последовательности.Приведенная скорость пара в межтрубном пространстве
Где /к — температура конденсации. Обычно для поверхностных конденсаторов 6/ = 3+5 °C.
Где /к — температура конденсации. Обычно для поверхностных конденсаторов 6/ = 3+5 °C.
Более
Более
низкие значения
низкие значения
б/ принимают
б/ принимают
поверхностного типа:
поверхностного типа:
7
7
5 — ребро
5 — ребро
〃 —стержни жесткости; 12
〃 —стержни жесткости; 12
душной смесн;
душной смесн;
жесткости; 6 — амортизаторы;
жесткости; 6 — амортизаторы;
отбойник; 77 — патрубок для отвода охлажден- теплообменника)
отбойник; 77 — патрубок для отвода охлажден- теплообменника)
в случае охлаждения воды в градирнях.
Средняя логарифмическая разность температур
в случае охлаждения воды в градирнях.
Средняя логарифмическая разность температур
®т =
®т =
In [⑸一twl)/{tK — ^W2)]
In [⑸一twl)/{tK — ^W2)]
(10.58)
Увеличение 6т вызывает повышение давления конденсации. Понижение 9т можно достигнуть увеличением кратности охлаждения.
От полученной по формуле (10.56) площади теплопередающей поверхности 5 % выделяют на величину теплопередающей поверхности воздухоохладите
(10.58)
Увеличение 6т вызывает повышение давления конденсации. Понижение 9т можно достигнуть увеличением кратности охлаждения.
От полученной по формуле (10.56) площади теплопередающей поверхности 5 % выделяют на величину теплопередающей поверхности воздухоохладите
ля ― трубного пучка, отгороженного от основного пучка перегородками с вырезами (см. рис. 10.14). Исходя из предварительно найденной площади поверхности определяют конструктивные размеры аппарата: число ходов воды, диаметр, число и длину трубок, разбивку трубной доски и т. д. (см. гл. 7 или [1 J).
Затем производят поверочный расчет принятой конструкции конденсатора. Для этого рассчитывают действительный коэффициент теплопередачи ^д в следующей последовательности.
Приведенная скорость пара в межтрубном пространстве
ля ― трубного пучка, отгороженного от основного пучка перегородками с вырезами (см. рис. 10.14). Исходя из предварительно найденной площади поверхности определяют конструктивные размеры аппарата: число ходов воды, диаметр, число и длину трубок, разбивку трубной доски и т. д. (см. гл. 7 или [1 J).
Затем производят поверочный расчет принятой конструкции конденсатора. Для этого рассчитывают действительный коэффициент теплопередачи ^д в следующей последовательности.
Приведенная скорость пара в межтрубном пространстве
⑪ n = (Gp. п + Gx. п) и&4р1 [1 — (djs) У^Й^],
где 0Tp ——диаметр трубной доски, м, 。^卩=1,05s //г/"тр； А 4, s, п ——соответственно длина, наружный диаметр, шаг и число трубок; “тр — коэффициент заполнения трубной доски, т]тр = 0,72.
Затем определяют паровое сопротивление конденсатора. Паровым / сопротивлением конденсатора А〃 называется разность между давлением пара на входе в конденсатор и давлением в воздухоохладителе, под действием которой происходит движение пара в паровом пространстве. При проектировании конденсатора стремятся получить
в нем возможно малое паровое сопротивление^ Значение парового сопротивления в конденсаторах эжекторных холодильных машин не превышает 70—210 Па (0,5—1,5 мм рт. ст.).
Приближенно А，(Па) можно определить по формуле
\p = cwl/vi,
где с — константа, отражающая конструкцию конденсатора; значение ее определяется из опытных данных, с = 5,38; wu ——м/с, и& —— м3/кг (если значение、Ар в мм рт. ст., то с = 0,04)./
Зная Ар, находят абсолютное давление в конденсаторе вблизи места отсоса воздуха, 瓜=〃к — Ар,
где рк — давление Конденса- Инн, Па.
Температуру насыщения &, соответствующую давлению 加， можно найти по таблицам водяного пара.
Среднелогарифмическая раз~ ность температур пара и воды
Рис.Рис.10.15. Смешивающий противоточный конденсатор:кожух; 2, 3 — штуцера для отсоса воз- и входа воды; 4 — днище; 5, 11 — слив-10.15. Смешивающий противоточный конденсатор:кожух; 2, 3 — штуцера для отсоса воз- и входа воды; 4 — днище; 5, 11 — слив-0m =0m =(& —%)~~(%Т©2)
Рис.
Рис.
10.15. Смешивающий противоточный конденсатор:
кожух; 2, 3 — штуцера для отсоса воз- и входа воды; 4 — днище; 5, 11 — слив-
10.15. Смешивающий противоточный конденсатор:
кожух; 2, 3 — штуцера для отсоса воз- и входа воды; 4 — днище; 5, 11 — слив-
0m =
0m =
I" Мк — %【)/(% — f侬2)]'
ДухаДухаиые коробки и штуцер; 6,8— кольцевые лотки; 7, 9 — центральные лотки; 1° — отбойник; 12 — штуцер Для присоединения эжектораиые коробки и штуцер; 6,8— кольцевые лотки; 7, 9 — центральные лотки; 1° — отбойник; 12 — штуцер Для присоединения эжектора. (10.59) где Mi,厶2，& известны из принятых ранее соотношений.
Духа
Духа
иые коробки и штуцер; 6,8— кольцевые лотки; 7, 9 — центральные лотки; 1° — отбойник; 12 — штуцер Для присоединения эжектора
иые коробки и штуцер; 6,8— кольцевые лотки; 7, 9 — центральные лотки; 1° — отбойник; 12 — штуцер Для присоединения эжектора
Тогда действительный коэф^ фициент теплопередачи можно определить по формуле
© = Qk/傾尸卜 (10.60) где Qr — тепловой поток на конденсатор по формуле (10.57); 尸一предварительно определенная по формуле (10.56) площадь
поверхности конденсатора. '
Полученное значение коэффициента теплопередачи по формуле (10.60) не должно быть больше найденного ранее значения k. Если
это условие не выполняется, необходимо изменить конструктивные размеры конденсатора.
Смешивающие конденсаторы. Смешивающие барометрические конденсаторы в конструктивном отношении проще поверхностных конденсаторов, так как в них отсутствуют трубчатая охлаждающая поверхность, трубчатые решетки и другие элементы, определяющие более высокую стоимость поверхностных конденсаторов.
По способу отвода смеси охлаждающей воды и конденсата смешивающие конденсаторы делят на два вида: конденсаторы низкого уровня и конденсаторы высокого уровня (барометрические).
Для эжекторных холодильных машин наиболее приемлемым является смешивающий противоточный конденсатор с барометрическим отводом воды из конденсатора. На рис. 10.15 показана конструкция такого конденсатора. Корпус представляет собой вертикальный сосуд, состоящий из цилиндрического стального сварного кожуха и приваренных к нему днищ. Внутри корпуса расположены сливная коробка, два кольцевых лотка и два центральных лотка (принцип действия см. в § 10.4).
С расчетом этого типа конденсаторов можно ознакомиться в специальной литературе [51 ].
Регулирование холодопроизводительностии автоматизация управления эжекторныххолодильных машин
В отечественных машинах регулирование холодопроизводитель- ности осуществляется толь ко по схеме с разделением испарится на секции при помощи гидравлических затворов (рис. 10.16) [46 L
Рис. 10.16. Схема регулирования производительности ПЗХМ:
1, 7, 9, 10, 12, 14, 18 — зле ктро магнитные вентили; 2, 4> 6 — насосы; 3 — перепадо- мер; 5 — астатический регулятор уровня； 8, 17 — датчики температуры; 11, /3 —— регулирующие вентили； /5 — да тчик давления; 16, 19 一 гидравлические затворы
Число секций определяется числом и производительностью главных эжекторов. Обычно секций, две или три, т. е. шаг регулирования 50 н 33 %・
Каждый главный эжектор или группа эжекторов имеют свою полость (секцию) испарителя (И/, 〃2), отделенную от остальных полостей герметичными перегородками и гидравлическими затворами на входе и выходе рабочей воды (79 и 76). Для уменьшения произ- / водительности машины вентиль 14 закрывают, чем прекращают fl доступ рабочего пара в отключаемый эжектор или группу эжектор ■ ров. При этом в отключенной секции испарителя устанавливается I давление, равное давлению в главном конденсаторе, а гидравличе-』 ские затворы под действием разности давлений в конденсаторе и испарителе препятствуют перетеканию рабочей воды через неработающую секцию испарителя и пара из главного конденсатора」 в работающие секции.■
Система автоматизации эжекторной холодильной машины с по- I верхностными конденсаторами (рис. 10.16) включает следующие В процессы:Я
ступенчатое регулирование холодопроизводительности путем Я балансирования ее с тепловой нагрузкой и поддержания заданной ■ температуры рабочей воды на выходе из испарителя;Я
регулирование уровней воды в испарителе и главном конденсаторе, необходимое для постоянного сохранения требуемой для нормальной работы насосов геометрической высоты на всасывании;
поддержание заданного давления рабочего пара при помощи
регулирующих клапанов, устанавливаемых перед главными и вспомогательными воздушными эжекторами;
защита при аварийных ситуациях: а) от замерзания воды в испарителе путем прекращения подачи рабочего пара на все главные эжекторы; б) от чрезмерного повышения давления в главном конденсаторе в случае прекращения циркуляции охлаждающей
воды.
10.7. Особенности работы эжекторных машин на различных рабочих веществах
Эжекторные холодильные машины мо》ут работать не только на . воде, но и на легкокипящих веществах. Применение легкокипящих веществ, в частности хладонов, позволяет получить более низкие температуры кипения, упростить схему машины, а также использовать низкопотенциальную теплоту без вакуума в аппаратах.
Аммиачные эжекторные машины из-за вредных свойств аммиака не получили достаточного развития. Однако в низкотемпературных аммиачных компрессионных холодильных машинах применяют эжекторы для поджатия пара в ступенях низкого давления.
Хладоновые эжекторы по сравнению с пароводяными отличаются меньшими скоростями в проточной части, малыми проходными сечениями, меньшими отношениями давлений рабочего пара рр и испарения р0, меньшими отношениями давлений конденсации рк и испарения р0- В схемах хладоновых эжекторных холодильных машин в отличие от пароводяных отсутствуют воздухоотсасывающие устройства, в остальном они аналогичны.
Ряд недостатков, присущих этим машинам, сдерживает их промышленное внедрение. К таким недостаткам относятся: усложнение конструкции испарителя и генератора из-за необходимости при- менения теплопередающей поверхности, а следовательно, и возник- новение необратимых потерь на тепловое сопротивление этой по- верхности, наличие в схеме дорогого и сложного хладонового насоса. Подача в парогенератор жидкого хладона, близкого к состоянию насыщения, приводит к вскипанию хладона на всасывании насоса и к срыву его работы. Для исключения этого приходится применять переохлаждение или подпор на всасывании. Кроме того, по сравнению с водой, хладон дорог и текуч.
Эффективность работы хладоновых эжекторных холодильных машин зависит от режима работы (рр, р0> Рю %，’вс) " от свойств хладона. Выбор хладона и рабочего давления для этих машин должен производиться по двум энергетическим критериям: действительному тепловому коэффициенту машины и суммарной электрической мощности, потребляемой хладоновым и водяным циркуляционными насосами.' Более рациональным является применение веществ с высокими значениями критической температуры, что понижает давление в аппаратах, чем обеспечивается большая надежность и безопясность работы машины [16 ]. К ним относятся хладоны R11, £?卜 R113, R142, С318, 12В1. Однако при использовании хладонов R11, R113 в испарителе устанавливается давление ниже атмосферного, а хладон R21 является термически нестойким веществом. Наиболее перспективным веществом по величине теплового коэффициента, сокращению удельных дроссельных потерь и мощности хладонового насоса при относительно низких давлениях в аппаратах является хладон R142 [16 ].
Работы в области исследования эжекторных холодильных машин, использующих легкокипящие вещества, направлены на повышение их эффективности путем выбора нйиболее подходящих рабочих веществ, исключение потребления электроэнергии, совершенствование схем машин и рабочих циклов, а также на оптимизацию про
филя проточной части эжектора.
Г л а в a 11
АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Абсорбционные холодильные машины находят широкое применение в различных отраслях промышленности, нуждающихся в искусственном холоде. Эффективность использования этих машин в большей степени зависит от стоимости теплоты, расходуемой для их 『работы. Поэтому абсорбционные машины более целесообразно при- менять там, где имеются дешевые источники теплоты в виде отработавшего водяного пара, горячей воды, дымовых газов от сжигания твердого, жидкого или газообразного топлива, теплоты химических реакций и т. д. Эффективность применения этих машин значительно возрастает при использовании их для одновременного получения холода и теплоты за счет сбросной теплоты предприятия.
За последние годы интерес к абсорбционным холодильным машинам значительно возрос в связи с настоятельной необходимостью более полного использования теплоты, создания безотходной технологии производства, экономии топливно-энергетических ресурсов. В соответствии с этим увеличился объем исследований в области процессов и схем абсорбционных машин и значительно расширился диапазон применения этих машин в промышленности.
В настоящее время широко известны различные схемы абсорбционных холодильных машин. Применение той или иной схемы зависит от характера внешних источников теплоты и от свойств хладагента и абсорбента. Так, наиболее распространенными являются машины, работающие по циклам с теплообменником и рек- тификацией пара там, где она требуется. Возможно использование циклов с материальной регенерацией, с эжектором, двухступенчатых циклов, со ступенчатым абсорбером, с обратной подачей раствора через абсорбер и генератор. При наличии переменных температур внешних источников в ряде случаев для получения искусственного холода может применяться абсорбционно-резорбционная схема холодильной машины. Нашли широкое применение также безнасос- ные абсорбционные холодильные машины периодического и непрерывного действия. Весьма перспективным является использование абсорбционных машин в качестве повышающих термотрансформато- ров, работающих по теплонасосной (обращенной) схеме. Как показали теоретические и экспериментальные исследования,выполненные на кафедре холодильных машин ЛТИХПа, водоаммиачная абсорб* ционная теплонасосная машина с внутренним рекуперативным 416
теплообменом (узлом превышения температур) при использовании для обогревания генератора и испарителя внешнего источника т§ плоты с температурой 40 ℃ полностью обеспечивает температурный график 95.70 ℃ в отопительных системах с качественным регулиро^ ванием теплосети. Исследования абсорбционной бромистолитиевой машины, работающей по обращенной схеме, выполненные на той же кафедре, также с в 11 детельст в у ют об ее эффективности.
Схема и принцип действияабсорбционной холодильной машины
В отличие от компрессорной холодильной машины, совершающей только обратный термодинамический цикл, в абсорбционной машине, так же как и в пароэжекторной, искусственный холод получается с помощью совмещенных прямого и обратного циклов. Процессы и циклы абсорбционной холодильной машины осуществляются с помощью раствора, состоящего из двух, а иногда и трех компонентов. Наиболее распространенными являются машины, работающие на бинарном растворе, состоящем из поглотителя (абсорбента) и хладагента. В качестве растворов для абсорбционных холодильных машин в настоящее время широкое применение получили водные растворы аммйака и бромистого лития, причем в первом растворе аммиак, а во втором — вода являются хладагентами. Водоаммиачный раствор с большим содержанием хладагента называют крепким, а с меньшим — слабым. В растворе бромистый литий —вода концентрация указывается по содержанию бромистого лития, т. е. абсорбента. Основными требованиями, предъявляемыми к абсорбентам, являются следующие: более полная и быстрая растворимость в нем хладагента; значительно более высокая нормальная температура кипения абсорбента по сравнению с хладагентом. Ограниченная растворимость хладагента в абсорбенте приводит к сокращению возможности осуществления прямого термодинамического цикла в машине, а уменьшение разности в нормальных температурах кипения абсорбента и хладагента влечет за собой необходимость ректификации последнего, т. е. усложняет схему машины и вносит дополнительные необратимые потери в действительный прямой цикл. 。
Простейшая схема абсорбционной холодильной машины непрерывного действия показана на рис. 11.1. Машина работает следующим образом. В генераторе (кипятильнике) Г происходит кипение крепкого (по хладагенту) раствора за счет подвода теплоты Q「от внешнего источника. Процесс кипения протекает при постоянном давлении 卩代 и непрерывном уменьшении концентрации раствора и повышении температуры его кипения. Образующийся при этом пар хладагента и абсорбента поступает в конденсатор К「，где конденсируется вследствие отвода от него теплоты QIf источником, имеющим температуру окружающей среды. Согласно первому закону Д. П. Коновалова, концентрация пара, поступающего в кон-
14 П/р И. А ..Сакуиа 417
холодильной машины непрерывного действия: Г — генератор; Кд — конденсатор; И — испаритель; А — абсорбер; % — регулирующий вентиль клаДагента;见？——регулирующий вентиль раствора; ЛМ — паровая машина; КМ — компрессор;Н — насос растворахолодильной машины непрерывного действия: Г — генератор; Кд — конденсатор; И — испаритель; А — абсорбер; % — регулирующий вентиль клаДагента;见？——регулирующий вентиль раствора; ЛМ — паровая машина; КМ — компрессор;Н — насос раствора
холодильной машины непрерывного действия: Г — генератор; Кд — конденсатор; И — испаритель; А — абсорбер; % — регулирующий вентиль клаДагента;见？——регулирующий вентиль раствора; ЛМ — паровая машина; КМ — компрессор;
Н — насос раствора
холодильной машины непрерывного действия: Г — генератор; Кд — конденсатор; И — испаритель; А — абсорбер; % — регулирующий вентиль клаДагента;见？——регулирующий вентиль раствора; ЛМ — паровая машина; КМ — компрессор;
Н — насос раствора
денсатор, будет значительно выше концентрации кипящего раствора. Конденсация пара в конденсаторе происходит при давлении pKf соответствующем температуре конденсации смеси, причем, если нормальные температуры кипения хладагента и абсорбента отличаются существенно (на 200—300 ℃), то пар практически состоит только из хладагента и его конденсация проходит при постоянной температуре, а следовательно, и при постоянном давлении. Жидкость,
полученная в конденсаторе, дросселируется в дроссельном вентиле 〃т (а в обратимом цикле расширяется в расширителе) от давления рк в конденсаторе до давления р0 в испарителе И и поступает в послед
ний. Давление в испарителе зависит от температуры кипения хладагента, которая, в свою очередь, определяется температурой охлаждаемого источника. В результате подвода теплоты Qo от охлажда-' емого источника в испарителе происходит кипение жидкости. Образовавшийся при этом пар поступает в абсорбер Л. Слабый (по хладагенту) раствор из генератора через дроссельный вентиль & (н』н расширитель в обратимом цикле) также подается в абсорбер. В генераторе машины поддерживается давление 厶， а в абсорбере — давление р0,
так как эти аппараты по паровому пространству соединены соответственно с конденсатором и испарителем. В абсорбере происходит поглощение пара слабым раствором, в результате чего его концентрация повышается и доходит до концентрации, равной начальной в процессе кипения в генераторе. Процесс абсорбции сопровождается, как правило, выделением теплоты абсорбции Qa, кото
рая отводится источником, имеющим температуру окружающей среды. Крепкий раствор из абсорбера насосом Н перекачивается в генератор. Таким образом, замыкаются прямой и обратный циклы и осуществляется непрерывная работа машины.
В абсорбционной холодильной машине с помощью ее основных элементов: генератора, дроссельного вентиля Д2, абсорбера и насоса совершается прямой термодинамический цикл, а с помощью конденсатора, дроссельного вентиля Дг и испарителя — обратный термодинамический цикл. Поясним это подробнее.
Пар из генератора можно было бы направить в паровую машину ПМ, где после расширения от давления р1{ до р0 получалась бы внешняя работа L, после чего он направлялся бы в абсорбер на поглощение слабым раствором. В то же время пар из испарителя мог бы поступать в компрессор КМ, где за счет затраты работы Lo
сжимался бы от давления 价 до рк и подавался в конденсатор. Так как вся работа, полученная в паровой машине прямого цикла полностью расходуется на привод компрессора обратного цикла, т. е. L = L。，то, подавая пар из генератора непосредственно в конденсатор, можно исключить из схемы паровую машину и компрессор и тем самым совместить прямой и обратный циклы. Тепловой баланс простейшей абсорбционной холодильной машины можно записать так:
Qr + Qo + Qu = Qk + Qa，(ill)
где Qr ——теплота, подведенная в генераторе от греющего источника; Qo — теплота, подведенная в испарителе от охлаждаемого источника, —холодопроизводительность машины; QH — работа насоса для подачи крепкого раствора из абсорбера в генератор; Q^ —— теплота, отведенная в конденсаторе охлаждающей водой (окружающей средой); Qa —— теплота, отведенная в абсорбере охлаждающей водой (окружающей средой).
Энергетическая эффективность циклов абсорбционной холодильной машины определяется тепловым коэффициентом, представляющим отношение холодопроизводительности к сумме затраченной в генераторе теплоты и работы насоса
С = Qo/(Qr + QJ・、
В связи с тем, что величина QH по сравнению с Qr очень мала, ее можно не учитывать. Тогда тепловой коэффициент*машины
Qo/Q「・(1L2)
Как следует из рассмотренного выше, абсорбционную холодильную машину можно сравнивать с системой получения искусственного холода, состоящей из теплового двигателя и компрессорной холодильной машины. Следовательно, тепловой коэффициент абсорбционной холодильной машины можно также выразить произведением термического КПД прямого цикла и холодильного коэффициента обратного цикла:
4 = Пт&・(11.3)
В случае совершения обратимых прямого и обратного циклов эффективность абсорбционной холодильной машины зависит только от отношения абсолютных температур греющего и охлаждаемого источников и окружающей среды
С。=%。% =写A,(11.4)
/ h 1 o.c — ' инт
где Tk — абсолютная температура греющего генератор источника; Тннт ——абсолютная температура источника низкой температуры (охлаждаемого источника); То. с — абсолютная температура окружающей среды.
В действительных циклах абсорбционной холодильной машины тепловой коэффициент ^д из-за ряда необратимых процессов всегда будет меньше 乙①
14*14*419
14*
14*
Коэффициент полезного действия машины (коэффициент обратимости циклов) у)обр выражается отношением
ПОбр =自及/匕0.(11 • 5)
.Характерными источниками необратимых потерь в абсорбционной машине вследствие совмещения прямого и обратного циклов являются следующие: невозможность произвольного повышения температ)фы кипения раствора в генераторе вследствие равенства давлений в нем и в конденсаторе; неполнота процесса поглощения пара в абсорбере вследствие конечного времени контакта пара и раствора и конечной поверхности теплообмена; необходимость ректификации пара для повышения его концентрации в прямом цикле, так как для совмещения циклов она должна быть такой же, как и в обратном цикле. Последнее относится лишь к машинам, работающим на бинарных растворах, в которых разность между нормальными температурами кипения хладагента и абсорбента незначительна (например, на водоаммиачном растворе).
Тепловые расчеты теоретических процессов различных схем абсорбционных холодильных машин
Термодинамические диаграммы бинарных растворов. Чтобы выполнить тепловой расчет машины, необходимо прежде всего определить параметры состояния вещества в узловых точках циклов. Для этого применяются различные термодинамические диаграммы и таблицы равновесных состояний для паровой и жидкой фаз раствора. С помощью термодинамических диаграмм значительно упро- щается и становится более точным и наглядным анализ рабочих процессов и циклов в различных схемах холодильных машин. С их помощью можно также выполнить расчет циклов' графическим методом. Для водоаммиачного раствора в настоящее время имеется несколько диаграмм: концентрация ——энтропия (己 ——s), энтропия —— температура (s —— Т), энтропия —— энтальпия (s ——г), концентрация ——температура (己——7), температура ——давление (Т ——lg p), концентрация —— энтальпия (己 —— i). Кроме того, для этого раствора имеется таблица термодинамических параметров равновесных фаз для различных давлений и температур. Для раствора бромистый литий —— вода имеются диаграммы: концентрация —— энтальпия (己 —— i), концентрация —— давление (己 ——1g р) и энтропия —— темпе-' ратура (s — Т).
Тепловые расчеты процессов абсорбционных машин наиболее наглядно и просто выполнять с помощью Е ——/-диаграмм, а их терм。工 динамический анализ ——с помощью энтропийных диаграмм.
Простейшая схема абсорбционной холодильной машины. Про-, цессы тепло- и массообмена в простейшей схеме абсорбционной холодильной машины (рис. 11.2, а) осуществляются с помощью следующих элементов: генератора, конденсатора, дроссельного вен- 420
тиля хладагента, испарителя, дроссельного вентиля раствора, абсорбера и насоса раствора. Принцип действия машины описан выше. Основными задачами теплового расчета теоретических процессов являются определение полных и удельных тепловых потоков в аппаратах, теплового коэффициента машины и энергии, затрачиваемой в насосе раствора. Рассмотрим тепловой расчет процессов машины, работающей на водоаммначном растворе.
Температурный режим работы машины определяется тремя независимыми параметрами внешних источников теплоты: высшей
Рис. 11.2, Абсорбционная холодильная машина без теплообменника и ректификатора: а — схема машины; б — процессы в 三一/-диаграмме:/ — абсорбер； II — насос раствора; /// — генератор; /V — конденса- . тор; V — регулирующий вентиль хладагента; V/ — испаритель; У〃 — регулирующий вентиль раствораРис. 11.2, Абсорбционная холодильная машина без теплообменника и ректификатора: а — схема машины; б — процессы в 三一/-диаграмме:/ — абсорбер； II — насос раствора; /// — генератор; /V — конденса- . тор; V — регулирующий вентиль хладагента; V/ — испаритель; У〃 — регулирующий вентиль раствора
Рис. 11.2, Абсорбционная холодильная машина без теплообменника и ректификатора: а — схема машины; б — процессы в 三一/-диаграмме:
/ — абсорбер； II — насос раствора; /// — генератор; /V — конденса- . тор; V — регулирующий вентиль хладагента; V/ — испаритель; У〃 — регулирующий вентиль раствора
Рис. 11.2, Абсорбционная холодильная машина без теплообменника и ректификатора: а — схема машины; б — процессы в 三一/-диаграмме:
/ — абсорбер； II — насос раствора; /// — генератор; /V — конденса- . тор; V — регулирующий вентиль хладагента; V/ — испаритель; У〃 — регулирующий вентиль раствора
температурой греющего источника Thl, низшей температурой охлаждающей воды TW1 (температурой окружающей среды) и низшей температурой охлаждаемого рассола Т82 (охлаждаемого источника). По известным или заданным температурным параметрам внешних источииков определяются параметры жидкой и паровой фаз раствора в узловых точках циклов и изображаются процессы в термодинамической диаграмме, для чего выполняются следующие операции. По значению Т力］определяется высшая температура раствора в процессе кипения в генераторе: 7\ 丁/门一АТ, где АТ — разность между температурами греющего источника и кипящего раствора. Величина А^ в любом из аппаратов машины выбирается на основании технико-экономического анализа, так как от ее значения зависят площадь теплопередающей поверхности аппарата и внутренние параметры циклов, а последние, в свою очередь, влияют на расход энергии в насосе и термодинамическую эффективность процессов. По значению TwX определяются температура Т и давление рк
421
конденсации в конденсаторе. Т = TW1 + АТ, где АТ ——разность между температурами конденсации водоаммиачного пара и охлаждающей воды. Давление рк принимается по термодинамическим таблицам для чистого аммиака. В действительных условиях в конденсаторе вследствие конденсации не чистого хладагента, а хладагента с примесью абсорбента давление конденсации будет несколько ниже. Некоторое завышение давления конденсации идет в запас расчета и, следовательно, не приведет в дальнейшем к ошибке. По значению Т§2 определяется низшая температура кипения в испарителе Т^ = =Т$2 ——АТ，гДе АТ ——разность между температурой охлаждаемого источника и низшей температурой кипения. По значению Т()и таблицам определяется давление насыщенного аммиачного пара рб в испарителе. Поскольку в испаритель поступает не чистый хладагент, а его смесь с абсорбентом расчетное давление кипения уменьшают на величину Д/)о = (0,014-0,005) МПа, тогда р» = р\ — 厶夕山 По значению То определяется высшая температура кипения в испарителе Т8 = Tq + АТ. Значение (北一TJ зависит как от конструктивных особенностей испарителя, так и от концентрации кипящего раствора. Чем интенсивнее аппарат и слабее концентрация раствора, тем эта разность больше. По значению TW1 определяется низшая (на выходе из аппарата) температура раствора в процессе абсорбции в абсорбере Т4 = TW1 十 АТ, где Ат — разность между температурами раствора и охлаждающей воды. В случае последовательной подачи охлаждающей воды в конденсатор и абсорбер Т4 = Tw2 + + АТ, где 兀2 —температура воды на выходе из конденсатора. В бромистолитиевых абсорбционных холодильных машинах вследствие малых абсолютных значений давления в конденсаторе при последовательной подаче охлаждающей воды, она, как правило, сначала подается в абсорбер, а затем в конденсатор. При этом достигается большее значение разности концентраций между крепким и слабым раствором, что для бромистолитиевых машин имеет весьма существенное значение. “
Для упрощения расчетов сопротивлениями в соединительных трубопроводах можно пренебречь и принять равными давления в генераторе и конденсаторе. По этим же соображениям можно принять равными давления в абсорбере и испарителе.
Определив указанные выше значения температур и давлений,- можно вписать циклы в ^ ——/-диаграмму и найти все необходимые- для дальнейших расчетов параметры состояния раствора и пара. Рассмотрим расчет подробнее.
Отметим на диаграмме изобары рк и р()для паровой и жидкой фаз раствора (рис. 11.2, 6), На пересечении изотермы в области жидкости Т4 с линией о。 находим состояние крепкого раствора на выходе из абсорбера (точка 4). Из абсорбера водоаммиачный раствор насосом подается в генератор. Если пренебречь изменением энтальпии раствора при прохождении через насос, то состояние его после насоса, т. е. на входе в генератор, будет определяться параметрами 7\, &「, /4, Рк (точка /). Охлажденная жидкость состояния / в генераторе за счет подвода теплоты от внешнего источника сначала нагревается 422・
до равновесного состояния, характеризующегося точкой /°, а затем кипит при давлении 卩七 Процесс кипения раствора в генераторе /°——2 характеризуется изменением его параметров от 三厂， Т^, ij в начале процесса до 鼠，丁2* ，2 ——в конце. Точка 2 определяется путем пересечения изотермы Т2 с изобарой 夕片. Пар, равновесный жидкости в точке /°, имеет состояние, характеризующееся точкой Г, а пар, равновесный жидкости в точке 2, — точкой 2'. Точки /' и 2’ находятся путем пересечения изотерм Тр и Т2, проведенных в области влажного пара, с линией рк для сухого насыщенного пара. Из генератора пар в состоянии 5', равновесном среднему состоянию раствора в процессе кипения, поступает в конденсатор, где при постоянной общей концентрации 扇 конденсируется в процессе 5——6 за счет охлаждения окружающей средой (охлаждающей водой). Жидкость после конденсатора дросселируется до давления р() и в состоянии влажного пара раствор поступает в испаритель. Так как процесс дросселирования характеризуется i = const, то точка 7, отражающая состояние влажного пара, полученного в процессе дросселирования жидкости, совпадает с точкой 6. Влажный пар при давлении р0 состоит из жидкости состояния 7° и насыщенного пара состояния 7’ с давлением р0 и температурой То. Точка 7' определяется пересечением изотермы 丁7。=為，проходящей в области влажного пара через точку 7 с давлением р0 для насыщенного пара. Кипение жидкости в испарителе при давлении р0 за счет подвода теплоты от охлаждаемого источника характеризуется процессом 7°—5Э, при этом температура кипения меняется от низшей 丁。в начале процесса до высшей Т8 в конце его. Состояние насыщенного пара в конце процесса кипения в испарителе (точка 8') находится йутем пересечения изотермы Т8 в области влажного пара с изобарой "о для насыщенного пара. Поскольку в испарителе кипит раствор очень высокой концентрации, то состояние насыщенного пара в начале н конце процесса (точки 7’ и 8‘) почти одинаково, поэтому с некоторой погрешностью состояние влажного пара на выходе из испарителя можно определить точкой 8, полученной пересечением изотермы Т8 с линией постоянной концентрации 號.Слабый раствор после генератора в состоянии 2 дросселируется до давления р? и поступает в абсорбер. Так как при дросселировании раствора / = =const, то t2 = t3, т. е. точка 3, отражающая состояние влажного пара, полученного после дросселирования жидкости, совпадает с точкой 2. Влажный пар при давлении р0 состоит из жидкости состояния 3° и насыщенного пара состояния 3‘. Построение изотермы Тз° осуществляется аналогично построению изотермы TQ в области влажного пара. В абсорбере при давлении р0 происходит поглощение пара раствором в процессе 3°—4 благодаря охлаждению его окружающей средой (охлаждающей водой). Причем увеличение концентрации раствора от ^。до / идет за счет поглощения пара, образовавшегося при дросселировании раствора, а от £ до 以—— за счет поглощения влажного пара, поступающего из испарителя.
Тепловой расчет простейшей схемы машины. Допустим, что при заданной холодопроизводительности машины Qo (кВт) в кон- 一423
денсаторе конденсируется G (кг/с) пара, а в генератор поступает F (кг/с) крепкого раствора. Тогда количество слабого раствора на выходе из генератора составит (F — G) кг/с. Это же количество раствора поступает в абсорбер, где в результате поглощения G пара из испарителя образуется F крепкого раствора. Как уже упоминалось выше, если пренебречь тепловым эквивалентом работы насоса, то тепловой баланс машины можно написать так:
Q* + Qo = Qh + Qa・
Тепловой баланс машины, отнесенный к 1 кг пара, сконденсированного в конденсаторе, можно написать так:
% + % = 9к +
где % = QJG кДж/кг; qQ = Q()/G кДж/кг; ^к = QK/G кДж/кг; % = =Qa/G кДж/кг.
Если расход раствора, циркулирующего через абсорбер и генератор, отнести к расходу пара, конденсирующегося в конденсаторе, то получим кратность циркуляции (кг/кг)
f = F/G.(11.6)
Величина кратности циркуляции показывает, какое количество крепкого раствора, поступающего в генератор, приходится на 1 кг пара, конденсирующегося в конденсаторе и поступающего в испаритель. Материальный баланс генератора по аммкаку может быть записан в виде равенства 一
где fV —— количество аммиака, поступающего с крепким раствором; Ed — количество аммиака, отводимое с 1 кг пара; (/ — 1)自国 — количество аммиака, отводимое со слабым раствором. Отсюда
(U.7)(U.7)f - Ed — 5a . f 1 - Ed - &
(U.7)
(U.7)
/， L J_石-厶
Зная кратность циркуляции и параметры состояния раствора и пара в узловых точках циклов, можно определить удельные тепловые потоки в аппаратах. Так как процессы в аппаратах совершаются при постоянных давлениях, то количество подведенной или отведенной теплоты находится по разности энтальпий вещества в конечных точках процессов путем составления тепловых балансов аппаратов。
Теплота %, подведенная в генераторе внешним греющим источником, определяется следующим образом. В генератор поступает 工 (кг) крепкого раствора с энтальпией 〃. Следовательно, энтальпия вещества будет равна %=. Кроме того, к раствору подводится qv теплоты от внешнего источника. Из аппарата в конце процесса ки-д пения выходит 1 кг пара с энтальпией %， и (/— 1) кг слабого раствора с энтальпией &• Энтальпия всего выходящего вещества равна - Е + (D(2.
Тепловой баланс аппарата；
% + *4 = %，+ (/ — 1) 4・
Отсюда! % ==记，+ (/ — 1)为一fi& или после преобразования: % н %，一》2 + f (丄2 — й)- (1L8)
в негов него(119)(119)В испарителе кипит 1 кг вещества. Количество подведенной от внешнего охлаждаемого источника теплоты может быть определено как разность энтальпий вещества на выходе из аппарата и на входе
в него
в него
(119)
(119)
9о = ‘8 — ‘6,
Количество отведенной теплоты в конденсаторе определяется разностью энтальпий вещества в начале и конце процесса конденсации. Так как в аппарате сжижается 1 кг пара, то
% =»5,-t,6'(11. Ю)
В абсорбер поступает (f — 1) кг слабого раствора из генератора с энтальпией % =力 и 1 кг влажного пара из испарителя с энтальпией &• Выходит из аппарата f крепкого раствора с энтальпией 〃. Из теплового баланса аппарата-
0а ~『8 —厶十 / 〃2 — U)-(U li)
Насос водоаммиачного раствора перекачивает / жидкости из абсорбера в генератор. Определив удельный объем раствора и, можно подсчитать работу насоса:
% =旷(〃к — %).(И -12)
Значение удельного объема раствора (м3/кг) находится либо по таблицам, либо по приближенной формуле
u = 0,001/(1 — 0,35己).
Графический расчет простейшей схемы машины. Абсорбционную водоаммиачную машину можно рассчитать графическим методом с помощью 己——i-диаграммы. Схема графических построений показана на рис. 11.2, б. Значения qQ и д^ легко определяются отрезками 8——6 и 5'——6. Чтобы определить qr и q^ необходимо провести через точки 2 и 4 прямую линию до пересечения ее в точке О с линией 見=const. Из рассмотрения двух подобных треугольников 2——О——5 и 2—4—Л следует, что
Из приведенного равенства следует:无=% — f (% ——%)• Если теперь от 退，отнять найденное значение %, то получим значение %;
诟•一 f° = ^5，— >2 + / «2 —厶)"%*
Аналогично、
4 —石=厶一％ +, (% — %) ™ %.
Состояние влажного пара на выходе из испарителя (точка 8) находится из следующего построения, показанного на рис. 11.3. Через точку 8°, характеризующую состояние жидкости в конце процесса кипения в испарителе, проводится изотерма в области
425
влажного пара. Точка 8 определяется пересечением изотермы с линией 恵=const.
Несмотря на кажущуюся простоту нахождения точки 8 в 己——/ диаграмме определить ее положение с достаточной точностью весьма сложно, так .как для высоких концентраций раствора изотермы в об- ласти влажного пара проходят почти вертикально и трудно найти точку их пересечения с линией постоянной концентрации. Кроме того, для ряда бинарных растворов жидкая и паровая фазы бывают раздельными, поэтому энтальпию влажного пара в точке 8 определяют аналитически. Чтобы пояснить это, построим два треугольника
*8—А—8' и 8°—Б—8‘. Из подобия
этих треугольников можно написать следующее
Ea — Ed 改一Es ' где правая часть равенства есть тангенс угла наклона изотермы в области влажного пара. Обозначив
и решая последнее равенство отно-, сительно £&, получим
《 厶与-X 工="}(a - &).(11.13),
Рис 11.3. Определение coci ояния
влажного параЗначения К являются функция-
ми температуры и давления и приводятся в термодинамических таблицах для водоаммиачного раствора. Энергетическая эффективность совмещенных циклов абсорбционной машины оценивается тепловым коэффициентом по выражению С = q()/qr・ Значение g определяется как аналитическим, так и графическим методами по отношению соответствующих отрезков в 己 —— /-диаграмме.
Абсорбционная машина с теплообменником. Термодинамическая и энергетическая эффективность абсорбционной холодильной машины может быть значительно повышена введением в схему регенеративного теплообмена в прямом и обратном циклах. В прямом цикле простейшей схемы машины крепкий раствор выходит из абсорбера в охлажденном состоянии, имея температуру Т&, и должен быть нагрет внешним источником до температуры П。，т. е. до равновесного состояния, соответствующего давлению рк прежде чем, начнется процесс кипения. В то же время горячий слабый раствор； поступающий в абсорбер из генератора, должен быть охлажден окружающей средой (охлаждающей водой) до равновесного состояния при давлении р0, прежде чем он будет способен абсорбировать пар
из испарителя. Введение регенеративного теплообмена между слабым и крепким раствором в специальном теплообменнике растворов уменьшит количество теплоты, подводимое от внешнего греющего источника в генераторе, и количество теплоты, отводимое в абсорбере охлаждающей водой, и повысит тепловой коэффициент машины.
На рис, 11.4 показаны схема машины с теплообменником растворов и ее процессы в 己 —— /-диаграмме для жидкой фазы раствора. В теплообменник поступает (/——1) кг слабого раствора из генератора с температурой Т2 и / (кг) крепкого раствора из абсорбера с температурой Т4. В результате теплообмена температура слабого рас-
Рис. 11.4. Абсорбционная холодильная машина с теплообменником: а — схема машины; б — процессы в 自一(-диаграмме для жидкой фазы раствора / — абсорбер; // — насос раствора; /〃 一 теплообменник растворов; /V — генератор; У — конденсатор; V/ — регулирующий вентиль хладагента; VII — испаритель;
VIII — регулирующий вентиль раствора
твора на выходе из аппарата в идеальном случае будет равна Т4. Учитывая конечную поверхность теплообмена, Т3 = Т^ + АТ. Составив тепловой баланс аппарата, можно определить температуру крепкого раствора 7\ на выходе из теплообменника.
Количество теплоты, отдаваемое слабым раствором,
仇=(f 一 1)仇一办(H.14)
Количество теплоты, воспринимаемое крепким раствором,
%к = 〃，1-〃)・(Н.15)
Так как в теоретических расчетах потери теплоты в окружающую среду не учитываются, то qtG = %欢=0f. Отсюда
G = % + 仇力(11.16)
Таким образом, зная ix можно нанести на 5 ——/-диаграмму точку /, характеризующую состояние крепкого раствора на выходе из теплообменника. Он может быть охлажденным, насыщенным или кипящим. В последнем случае теплообменник выполняют конструктивно из
427
двух частей: жидкостного теплообменника и предкипятильника (форгенератора). Тогда вся нагрузка на теплообменник будет состоять из нагрузки жидкостного теплообменника qa = / (八。——ij и предкипятильника qi2 = f (厶 —— 厶。)・ Температура влажного пара, fl выходящего из предкипятильника, определяется путем построения ■ графика зависимости энтальпии влажного пара от его температуры. В Для этого необходимо задаться несколькими значениями темпера- * туры влажного пара и определить для него энтальпию по формуле
i=&一~^&Y),
где Er, *к， 1/К ——энтальпия, концентрация пара и тангенс угла наклона изотермы в области влажного пара.
Построив график i = 屮(Т) н зная энтальпию ц, можно определить 7\. В машине с теплообменником растворов тепловые нагрузки на генератор и абсорбер меньше, чем в машине без теплообменника, на тепловую нагрузку в нем.
Удельная теплота генератора в машине с теплообменником
% = %，- 为 + / (*2 一 八).
Разность в значениях удельной теплоты аппарата
a% = »5,一为 + f & 一 h)-u5,一为 + / a2 -介)]=/(И - 〃) = 7(k,
Удельная теплота абсорбера в машине с теплообменником
9а ~ ^8 — »3 + / (厶一；4)・
Разность в значениях удельной теплоты аппарата
А,а =员 一 А + f 低一Q) — 口8 — »з + f «з — QI = (/ — 1) «2 —厶)=浓」 Как уже упоминалось, включение в схему теплообменника растворов повышает тепловой коэффициент машины .
7 =次/(% - А%)〉g..
Абсорбционная машина с теплообменником растворов и ректи-- фикацией пара после генератора. Эффективность прямого и обрат-； ного совмещенных циклов абсорбционной холодильной машины + может быть выражена произведением термического коэффициента : полезного действия прямого цикла на холодильный коэффициент 扌 обратного цикла. Повышение значения холодильного коэффициента 3 при постоянной температуре охлаждаемого источника может быть ± достигнуто подачей в испаритель чистого хладагента. Поэтому в ма- ■ шинах с незначительной разностью в нормальных температурах кипения хладагента и абсорбента (к ним относятся водоаммиачные холодильные машины) требуется ректификация пара, поступающего из генератора в конденсатор с целью повышения его концентрации по хладагенту. В то же время ректификация пара неизбежно связана с его охлаждением и, следовательно, приводит к понижению эффективности прямого цикла, поэтому при оценке общей эффективности системы совмещенных циклов необходимо учитывать эти два обстоятельства.
Концентрация пара может быть повышена: 1) водой; 2) крепким раствором до его поступления в теплообменник; 3) частью крепкого раствора, отводимого в ректификатор помимо теплообменника; 4) частью жидкого хладагента, отводимого в ректификатор из конденсатора.
В самом генераторе повышение концентрации пара от какого-то среднего значения до концентрации, равновесной крепкому раствору может быть достигнуто путем подачи крепкого раствора в генератор
Рис. 11.5. Абсорбционная холодильная машина с тепл ообмен н и ком и водяным дефлегматором: а — схема машины; 6 — процессы в 己一i-диаграмме/ — абсорбер; // — насос раствора; /〃 У — дефлегматор; V/ — конденсатор; У〃 испаритель; /X — ре『\Рис. 11.5. Абсорбционная холодильная машина с тепл ообмен н и ком и водяным дефлегматором: а — схема машины; 6 — процессы в 己一i-диаграмме/ — абсорбер; // — насос раствора; /〃 У — дефлегматор; V/ — конденсатор; У〃 испаритель; /X — ре『\теплообменник растворов; / V — геиератор; регулирующий вентиль хладагента; VIII — рующнй вентиль растворатеплообменник растворов; / V — геиератор; регулирующий вентиль хладагента; VIII — рующнй вентиль раствора
Рис. 11.5. Абсорбционная холодильная машина с тепл ообмен н и ком и водяным дефлегматором: а — схема машины; 6 — процессы в 己一i-диаграмме
/ — абсорбер; // — насос раствора; /〃 У — дефлегматор; V/ — конденсатор; У〃 испаритель; /X — ре『\
Рис. 11.5. Абсорбционная холодильная машина с тепл ообмен н и ком и водяным дефлегматором: а — схема машины; 6 — процессы в 己一i-диаграмме
/ — абсорбер; // — насос раствора; /〃 У — дефлегматор; V/ — конденсатор; У〃 испаритель; /X — ре『\
теплообменник растворов; / V — геиератор; регулирующий вентиль хладагента; VIII — рующнй вентиль раствора
теплообменник растворов; / V — геиератор; регулирующий вентиль хладагента; VIII — рующнй вентиль раствора
сверху в противоток выходящему из него пару с устройством развитой поверхности контакта пара и жидкости. Это осуществляется в специальной ректификационной колонне, нижняя часть которой заполнена слоем фарфоровых цилиндрических колец, а в верхней части установлены колпачковые тарелки. Ректификация пара водой осуществляется в специальном аппарате, называемом дефлегматором, или водяным ректификатором. Пар, идущий из генератора, охлаждается в нем за счет соприкосновения с холодными трубками, внутри которых циркулирует охлаждающая вода. В результате понижения температуры пара происходит частичная его конденсация. Образовавшийся конденсат (флегма) через гидрозатвор вновь отводится в генератор на ректификационные тарелки, а оставшийся пар более высокой концентрации направляется в конденсатор. Схема включения дефлегматора и процессы машины с теплообменником и дефлегматором показаны на рис. 11.5.
Кол-ичество флегмы, возвращающееся из дефлегматора в генератор, определяется из материального баланса дефлегматора. Если
обозначить количество флегмы, отнесенное к 1 кг пара, выходящего ： из дефлегматора, через R, а концентрацию пара на входе в аппарат &，и на выходе —己人 то материальный баланс можно представить ■ так:J
(1+ /?)&,= &，+ %J
• где 蔡 ——концентрация флегмы,равновесной пару на выходе из де-1
флегматора.1
Отсюда1
Количество флегмы, образующееся в дефлегматоре, очень мало по сравнению с паром, проходящим через аппарат. Считая, что флегма стекает в противоток поступающему пару и учитывая ее малое количество, можно допустить, что между паром и флегмой осуществляется идеальный теплообмен и температура выходящей из дефлегматора флегмы равна температуре поступающего пара, поэтому ее концентрация будет равновесна пару в состоянии :Г и равна gr. Сделав это допущение, можно написать
Составив тепловой баланс дефлегматора, можно определить количество теплоты, отводимое в„этом аппарате водой
% = (1 + R)介‘一伍‘ + Ri/), или
% = (1+R)iy — ier一Ri「・(11.18)
Включение в схему ректификации водой увеличивает тепловую нагрузку на генератор. В этом нетрудно убедиться, составив тепловой баланс последнего. В генератор поступают / (кг) жидкости с концентрацией ^г и энтальпией 乙 н R (кг) флегмы с той же концентрацией и энтальпией 厶県 К генератору подводится также теплота(угд от грею- ВДего источника. В конце процесса кипения из генератора выходят (/ — 1) к「жидкости с концентрацией 恵 и энтальпией 12 и (1 + R) кг R пара с концентрацией &‘ и энтальпией ".■；
Из теплового баланса аппарата!
?ГД = (1 + R) ir + (/ — 1)工*2 — /G — /?!]», или
?гд = (1 + R)九，一为 + / (方 一 A) 一 RG。.
Используя выражение для %, удельную теплоту генератора можно определить так:
%п = 3 —办 + (% — G) + %•(1LI9)
В то же время, если ректификация водой отсутствует, а пар ректифицируется только в ректификационной колонне самого гене- 430
ратора до концентрации пара 盲，，равновесной крепкому раствору, тепловая нагрузка на генератор будет меньше, т. е.
9「=厶’一，2 + f (，2 — ii)・(11.20)
Тем не менее ректификация водой в целом всегда приводит к повышению теплового коэффициента системы совмещенных циклов вследствие более значительного увеличения удельной холодопроизводительности по сравнению с возрастанием тепловой нагрузки на
<У<УРис. 11.6. Абсорбционная холодильная машина: а — с дефлегмацией пэра крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов; 6 — с ректификацией пара частью крепкого раствора отводимого в генератор помимо теплообменника растворов:]—абсорбер; 〃 一 регулирующий вентиль раствора; /〃 一 теплообменник растворов; /У — генератор; V — дефлегматор; VI — конденсатор： VII — регулирующий вентиль хладагента; VIII — испаритель; /X — насос раствораРис. 11.6. Абсорбционная холодильная машина: а — с дефлегмацией пэра крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов; 6 — с ректификацией пара частью крепкого раствора отводимого в генератор помимо теплообменника растворов:]—абсорбер; 〃 一 регулирующий вентиль раствора; /〃 一 теплообменник растворов; /У — генератор; V — дефлегматор; VI — конденсатор： VII — регулирующий вентиль хладагента; VIII — испаритель; /X — насос раствора
<У
<У
Рис. 11.6. Абсорбционная холодильная машина: а — с дефлегмацией пэра крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов; 6 — с ректификацией пара частью крепкого раствора отводимого в генератор помимо теплообменника растворов:
]—абсорбер; 〃 一 регулирующий вентиль раствора; /〃 一 теплообменник растворов; /У — генератор; V — дефлегматор; VI — конденсатор： VII — регулирующий вентиль хладагента; VIII — испаритель; /X — насос раствора
Рис. 11.6. Абсорбционная холодильная машина: а — с дефлегмацией пэра крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов; 6 — с ректификацией пара частью крепкого раствора отводимого в генератор помимо теплообменника растворов:
]—абсорбер; 〃 一 регулирующий вентиль раствора; /〃 一 теплообменник растворов; /У — генератор; V — дефлегматор; VI — конденсатор： VII — регулирующий вентиль хладагента; VIII — испаритель; /X — насос раствора
генератор [30 ]. В промышленности нашла применение схема абсорбционных водоаммиачных холодильных машин с дефлегмацией пара крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов [28 ]. В этой схеме, показанной на рис. 11.6, а, холодный крепкий раствор насосом подается в теплообменные змеевики дефлегматора, где нагревается от температуры Т4 до 7\，，воспринимая теплоту ректификации пара %. Энтальпия крепкого раствора на выходе из дефлегматора может быть определена из теплового баланса последнего
Температура Т4- определяется из ^ ——i-диаграммы по известным Энтальпии "，и концентрации 以 крепкого раствора. Поскольку в 1еплообменник растворов крепкий раствор поступает при более
431
высокой температуре, Т”，в этой схеме не полностью используется тепловая энергия слабого раствора. Состояние его на выходе из теплообменника растворов определяется концентрацией 自.и температурой Т3. Последняя принимается по зависимости Тз = 7\，+ АТ. Следовательно, в абсорбер будет поступать более горячий слабый раствор и тепловая нагрузка на него возрастет на величину (?д. Таким образом, в этой схеме теплота ректификации, хотя и не выводится из прямого цикла наружу, в дефлегматоре она переводится на более низкий температурный уровень и отводится в абсорбере. При этом в генераторе затрачивается такое же количество теплоты, как и в схеме с дефлегмацией водой, и поэтому рассмотренная схема не имеет термодинамических преимуществ перед первой. Стремление полностью использовать энергию слабого раствора и при этом регенерировать теплоту ректификации в некоторой мере может быть осуществлено в схеме ректификации пара частью крепкого раствора, отводимого в ректификатор помимо теплообменника растворов. Такая схема машины показана на рис. 11.6, 6.
В рассмотренных ранее схемах через теплообменник растворов проходят разные количества крепкого и слабого раствора. Поэтому, не уменьшая использование энергии слабого раствора, часть холодного крепкого раствора можно отвести помимо теплообменника в ректификатор, где он, воспринимая теплоту ректификации, нагревается, возвращая эту теплоту в прямой совмещенный цикл. Если теплоемкости слабого и крепкого растворов принять одинаковыми, то количество теплоты, отдаваемой слабым раствором на нагревание и доведение до температуры кипения крепкого раствора, может быть определено из выражения
4c = (f — 1) (Ь — »3),
где »2，一 энтальпия слабого раствора при 丁2，= 丁肥 + AT.
Из условия теплового баланса теплообменника растворов можно определить максимальное количество крепкого раствора g, которое может быть отведено на ректификацию без ухудшения использования тепловой энергии слабого раствора
班с = (/ — g) (ii° —用， откуда
g = f -зС/(沁一h)-
Максимальное количество теплоты, воспринимаемое крепким раствором в процессе ректификации, 義1 = g 也。—— i4). Иногда оно может оказаться меньше отводимой от ректификатора теплоты. В этом случае в схеме машины предусматривают дополнительную ректификацию в водяном дефлегматоре. Получение в процессе ректификации чистого хладагента, а следовательно, достижение его максимальной удельной массовой холодопроизводительности и повышение энергетической эффективности машины может быть реализовано в схеме с ректификацией пара частью жидкого хладагента, отводимого из конденсатора. Такая схема в последнее время находит широкое применение (рис. 11.7). Считая процесс те пл ом асе ообмен а
между паром, проходящим через ректификационные тарелки, и жидкостью, отбираемой из конденсатора, совершенным, состояние пара на выходе из ректификатора можно принять: 7> = Тб и ^， =1,000 кг/кг.
Количество жидкости, отводимое нз конденсатора на ректифика-
цию, » ^ 7д/(7к» где д；——теплота
кДж/кг,成кДж/кг,成Теплота, отведенная в конденсаторе % = (1 + х) (2, —16).
кДж/кг,成
кДж/кг,成
Недостатком рассмотренной схемы машины является необходимость установки конденсатора выше ректификационьюй колонны генератора либо включение в схему насоса жидкого хладагента для частичного отбора его из конденсатора и подачи в ректификатор.
Графический расчет абсорбционной холодильной машины с теплообменником растворов и водяным дефлегматором. Аналогично графическому расчету простейшей схемы машины расчет полной схемы также может быть выполнен путем геометрических построений в g ——i- диаграмме. Эти построения показаны на рис. 11.5, б. Параметры точек 2, 4, /°, 7, /', е', 6 и 8 наносят на диаграмму по опре-' деленным значениям давлений и температур. Затем через точ
конденсации 1 кг хладагента,конденсации 1 кг хладагента,жидкого хладагента, отводимого из конденсатора:жидкого хладагента, отводимого из конденсатора:/ — абсорбер; // — насос раствора; III — теплообменник растворов; /V — генератор; V — конденсатор; V/ — ресивер; VII — регулирующий вентиль хладагента； VII) — испаритель; /X — регулирующий вентиль раствора/ — абсорбер; // — насос раствора; III — теплообменник растворов; /V — генератор; V — конденсатор; V/ — ресивер; VII — регулирующий вентиль хладагента； VII) — испаритель; /X — регулирующий вентиль растворалинией Ее，= const (точки В и О);линией Ее，= const (точки В и О);сски 2 и 4 и через 2 и 7 проводят прямые линии до пересечения продлевают изотерму Т】。в области влажного пара до пересечения с линией ^，— const (точка Д). Выполнив указанные графи-
конденсации 1 кг хладагента,
конденсации 1 кг хладагента,
жидкого хладагента, отводимого из конденсатора:
жидкого хладагента, отводимого из конденсатора:
/ — абсорбер; // — насос раствора; III — теплообменник растворов; /V — генератор; V — конденсатор; V/ — ресивер; VII — регулирующий вентиль хладагента； VII) — испаритель; /X — регулирующий вентиль раствора
/ — абсорбер; // — насос раствора; III — теплообменник растворов; /V — генератор; V — конденсатор; V/ — ресивер; VII — регулирующий вентиль хладагента； VII) — испаритель; /X — регулирующий вентиль раствора
линией Ее，= const (точки В и О);
линией Ее，= const (точки В и О);
с
с
ческие построения, удельную теплоту аппаратов машины определяют непосредственно из 占一i-диаграммы как соответствующие
отрезки.
Для пояснения правильности определения теплоты дефлегма
тора отрезком Der рассмотрим два треугольника: D — £ — Г и /'—氷——7°. Из их подобия следует
%— "_— Еи
g,一小 еy 一 Er
Согласно формуле (10.17) правая часть отношения характеризует cq6o访 количество флегмы R, полученной в дефлегматоре. Отсюда G - = R (厶，一 Л0)"
Если к обеим частям уравнения прибавить величину (厶，一 〃卜 то получим выражение для теплоты дефлегматора
友一爲=(1 + R)办一必一Rii。= % = De\
Отрезок DB показывает теплоту генератора в схеме с ректификацией и водяным дефлегматором, а отрезок ГВ'—теплоту генератора при ректификации пара в ректификационной колонне и отсутствии дефлегмации водой. Последнее еще раз наглядно показывает, что при включении в схему водяного дефлегматора, тепловая энергия, подводимая к генератору, возрастает.
Обратная подача раствора в генераторе и абсорбере. Через теплообменник растворов проходят разные количества крепкого и сла-
ннРис. 11.8. Абсорбционная холодильная машина с обратной подачей раствора через абсорбер и генератор: а ——схема машины; б — процессы в 三——/-диаграмме для жидкой фазы раствора/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; III — насос раствора； /V — регулирующий вентиль раствора； V — генератор; V/ — змеевики обратной подачи генератора; V11 — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль хладагента; X — испарительРис. 11.8. Абсорбционная холодильная машина с обратной подачей раствора через абсорбер и генератор: а ——схема машины; б — процессы в 三——/-диаграмме для жидкой фазы раствора/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; III — насос раствора； /V — регулирующий вентиль раствора； V — генератор; V/ — змеевики обратной подачи генератора; V11 — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль хладагента; X — испаритель
н
н
Рис. 11.8. Абсорбционная холодильная машина с обратной подачей раствора через абсорбер и генератор: а ——схема машины; б — процессы в 三——/-диаграмме для жидкой фазы раствора
/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; III — насос раствора； /V — регулирующий вентиль раствора； V — генератор; V/ — змеевики обратной подачи генератора; V11 — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль хладагента; X — испаритель
Рис. 11.8. Абсорбционная холодильная машина с обратной подачей раствора через абсорбер и генератор: а ——схема машины; б — процессы в 三——/-диаграмме для жидкой фазы раствора
/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; III — насос раствора； /V — регулирующий вентиль раствора； V — генератор; V/ — змеевики обратной подачи генератора; V11 — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль хладагента; X — испаритель
бого раствора. Поэтому даже если допустить, что в теплообменнике совершается идеальный теплообмен, разность температур между растворами может полностью исчезнуть лишь на одном конце аппарата, т. е. на входе крепкого раствора (точка 4 рис. 11.4) и на выходе слабого (точка 3). Температура крепкого раствора в точке J никогда не достигнет Т2. Таким образом, процессы теплообмена в теплообменнике растворов всегда протекают необратимо, причем, чем больше теплота qt и чем значительнее средняя разность температур между крепким и слабым растворами, тем больше необратимость процессов в теплообменнике.
Уменьшение потерь в прямом термодинамическом цикле может быть достигнуто путем применения обратной подачи раствора через абсорбер и генератор до поступления крепкого и слабого растворов в теплообменник. Схема машины с обратной подачей раствора и процессы в Е ——/-диаграмме для жидкой фазы раствора показаны на рис. 11.8. При пропускании крепкого раствора через змеевики обратной подачи абсорбера в идеальном случае он достигнет температуры слабого поступающего в абсорбер раствора. При этом теплота слабого раствора передается уже не охлаждающей воде, а крепкому раствору и таким образом вновь возвращается в генератор. Следовательно, на эту величину уменьшается %. Из построений, приведенных на рис. 11.8, 6, в Е——/-диаграмме видно, что при обратной
Рис. 11.9. Парожидкостиой теплообменник: а ——схема включения; б — процессы в J — /-диаграмме;
7 — конденсатор; / / — парожидкостной теплообменник： /// —• регулирующий вентиль хладагента; /V — испаритель
подаче через абсорбер точки 3 и 4 лежат на одной изотерме, которая пересекает изобару р^ в точке с ^а. Точка 5, лежащая на пересечении прямой 2——J с Ее，= const, переместится выше и, следовательно, в равной степени уменьшатся значения qr и q* При обратной подаче в генератор слабый раствор в идеальном случае можно охладить до начальной температуры процесса кипения Т^. Понижение точки 2 до пересечения изотермы 丁肥 с ^а = const не меняет положения точки 5, т. е. не уменьшает 外，но значительно уменьшает теплоту теплообменника 仇. Уменьшение qt приводит в свою очередь, к уменьшению внутренней необратимости в прямом совмещенном цикле.
Ue由 больше разность （欧 —— 耳），тем выгоднее обратная подача раствора. При определенной разности ⑶一自。）нагрузка на тепло-
обменник становится равной нулю. При этом точки 2 и 5 совпадают на изобаре р0, а точки / к 4 — на изобаре 内 и все четыре точки находятся на одной изотерме.
Парожидкостной теплообменник. Термодинамическую эффективность обратного совмещенного цикла можно повысить включением в схему машины парожидкостного теплообменника, осуществляющего реген ер ативный теплообмен между жидким хладагентом, выходящим из конденсатора, и паром из испарителя (рис. 11.9).
В парожидкостном теплообменнике жидкость охлаждается от температуры 北 до 几，а пар нагревается от Т8 до Т8a. Увеличение удельной массовой холодопроизводительности можно определить по разности энтальпий в процессе
А，о = Ц — (ба = i8a —而・
Новое значение удельной массовой холодопроизводительнбсти
дб =伙)十 Ago =加一^ба = i8a — «6. (11.21)
Величина охлаждения жидкости в теплообменнике зависит от отношения теплоемкостей пара и жидкости. В водоаммиачных машинах, где сР1с ^ 0,5, жидкость охлаждается примерно в два раза меньше, чем нагревается холодный пар из испарителя.
Влияние параметров внешних источниковна процессы и эффективность абсорбционныххолодильных машин
Температура греющего источника, охлаждающей (окружающей) среды и охлаждаемого источника оказывают существенное влияние на процессы абсорбционных холодильных машин, их производительность и энергетическую эффективность. Рассмотрим отдельно влияние каждого из названных факторов.
Влияние температуры греющего источника. С понижением температуры греющего источника понизится высшая температура раствора в конце процесса кипения в генераторе. Точка 2, характеризующая состояние этого раствора в Е——/-диаграмме (рис. 11.10), переместится по изобаре рк вправо (точка 2*), повысится концентрация слабого раствора (史 > &), а следовательно, уменьшится разность концентраций между крепким и слабым растворами в генераторе и абсорбере. Это приведет к увеличению кратности циркуляции раствора, увеличению теплоты генератора и абсорбера и, как следствие, уменьшению значения теплового коэффициента машины； При дальнейшем понижении температуры греющего источника разность концентраций между крепким и слабым растворами (зона дегазации) может стать настолько малой, что осуществление прямого цикла машины окажется невозможным. Для водоаммиачных абсорбционных машин минимальное значение 以——^ в действительных процессах не должно быть ниже 4 %. При низких температурах греющего источника циклы абсорбционной машины можно осуществить 436
11.10. Влияние понижения температуры дегр источника на положение, узловых точек циклов машины в g — i-диаграмме11.10. Влияние понижения температуры дегр источника на положение, узловых точек циклов машины в g — i-диаграмме
11.10. Влияние понижения температуры дегр источника на положение, узловых точек циклов машины в g — i-диаграмме
11.10. Влияние понижения температуры дегр источника на положение, узловых точек циклов машины в g — i-диаграмме
по более сложным схемам, таким, как схема двухступенчатой холодильной машины, схема с материальной регенерацией, с поджимающим компрессором, со ступенчатым абсорбером и др. Принцип действия двухступенчатой абсорбционной холодильной машины ясен из представленной схемы и процессов, приведенных на рис. 11.11
Как правило, в двухступенчатых абсорбционных холодильных машинах подача греющего источника в генераторы и охлаждающей воды в абсорберы первой и второй ступени осуществляются параллельно и, следовательно, соблюдается равенство высших температур кипения в генераторах и низших температур абсорбции в абсорберах обеих ' ступеней. Концентрация пара после ректификации в верхней и нижней ступени одина- кова. Тепловой расчет машины ведется по ступеням и не отличается от расчета двух одноступенчатых схем. Особенностью является выбор давления которое выбирается из условий минимальной суммарной теплоты генераторов, для чего делается нес- колько расчетов и строится график 2% =屮（pQ. В во-
доаглмиачных двухступенчатых абсорбционных машинах при определенных температурах греющего источника и охлаждающей среды возможно получение температур кипения в испарителе около——70 ℃; возможна также работа машины на две температуры кипения.
Схема абсорбционной холодильной машины с материальной регенерацией показана на рис. 11.12. В ней происходит многократное дросселирование слабого раствора на пути от генератора до абсорбера сначала до промежуточных давлений, а затем до давления кипения, а также многоступенчатое нагнетание крепкого раствора на пути от абсорбера до генератора. Образовавшийся при дросселировании пар отделяется от слабого раствора в жидкоотделителях и поглощается в концентраторах крепким раствором. Таким образом, при многократном дросселировании концентрация слабого раствора понижается, а концентрация крепкого раствора по мере повышения давления возрастает. Такая материальная регенерация приводит к расширению зоны дегазации раствора и возможности осуществления прямого совмещенного цикла при более низкой температуре греющего источника.
Расширить зону дегазации можно также включением в схему одноступенчатой машины поджимающего компрессора, который устанавливается на паровой линии либо между испарителем и абсорбером, либо между генератором и конденсатором.
Осуществление прямого цикла при низкой температуре греющего источника возможно также применением схемы машины со ступенча- тнм абсорбером (рис. 11.13). Принцип действия такой машины ясен
шшл 7^л 7^И 777И 777VV88Рис. 11.1L Дву хступенчатая абсорбционная холодильная машина: а — схема машины; 6 — процессы в 匕一/-диаграмме;Рис. 11.1L Дву хступенчатая абсорбционная холодильная машина: а — схема машины; 6 — процессы в 匕一/-диаграмме;、2】、2】/, X/ — абсорберы; 〃，X// — насосы, раствора; ///, X/// — регулирующие вентили раствора; /V, XJY — теплообменники растворов; V, XY — генераторы; VI — конденсатор; V//, /X — регулирующие вентили хладагента; VI11 — отделитель жидкости; X —/, X/ — абсорберы; 〃，X// — насосы, раствора; ///, X/// — регулирующие вентили раствора; /V, XJY — теплообменники растворов; V, XY — генераторы; VI — конденсатор; V//, /X — регулирующие вентили хладагента; VI11 — отделитель жидкости; X —испарительиспаритель
ш
ш
л 7^
л 7^
И 777
И 777
V
V
8
8
Рис. 11.1L Дву хступенчатая абсорбционная холодильная машина: а — схема машины; 6 — процессы в 匕一/-диаграмме;
Рис. 11.1L Дву хступенчатая абсорбционная холодильная машина: а — схема машины; 6 — процессы в 匕一/-диаграмме;
、2】
、2】
/, X/ — абсорберы; 〃，X// — насосы, раствора; ///, X/// — регулирующие вентили раствора; /V, XJY — теплообменники растворов; V, XY — генераторы; VI — конденсатор; V//, /X — регулирующие вентили хладагента; VI11 — отделитель жидкости; X —
/, X/ — абсорберы; 〃，X// — насосы, раствора; ///, X/// — регулирующие вентили раствора; /V, XJY — теплообменники растворов; V, XY — генераторы; VI — конденсатор; V//, /X — регулирующие вентили хладагента; VI11 — отделитель жидкости; X —
испаритель
испаритель
из рисунка. Промежуточное давление выбирается либо из условий максимального теплового коэффициента, либо определяется по промежуточной температуре кипения, поскольку эта машина может работать при двух изотермах кипения.
При повышении температуры греющего источника и неизменных параметрах охлаждающей среды и охлаждаемого источника повышается высшая температура раствора в процессе кипения в генераторе (точка 2). Это приводит к уменьшению концентрации слабого раствора 鼠 и увеличению разности концентраций 以——昌「 Следовательно, будет уменьшаться кратность циркуляции и увеличиваться значение теплового коэффициента машины. При определенных (заданных) температурах охлаждающей среды и охлаждаемого источника и дальнейшем повышении температуры греющего источника 438
может наступить такое условие, когда высшая температура слабого раствора в абсорбере (точка 3°) станет равна или даже выше температуры начала кипения крепкого раствора в генераторе (точка )°). В том случае, когда 北。＞ П。，можно осуществить так называемый принцип превышения температур, т. е. часть теплоты абсорбции использовать для обогревания генератора. Принцип превыше-
Рис. 11.12. Абсорбционная холодильная машина с материальной регенерацией:/ — абсорбер; 〃. Ill 一 иасосы раствора； /V, 丫〃 一 регулирующие вентили раствора; V — отделитель жидкости; V/ — конденсатор; VIII — теплообменник рас- твбров; /X — генератор; X — конденсатор; X/ —— регулирующий вентиль хладагента; X// — испарительРис. 11.12. Абсорбционная холодильная машина с материальной регенерацией:/ — абсорбер; 〃. Ill 一 иасосы раствора； /V, 丫〃 一 регулирующие вентили раствора; V — отделитель жидкости; V/ — конденсатор; VIII — теплообменник рас- твбров; /X — генератор; X — конденсатор; X/ —— регулирующий вентиль хладагента; X// — испарительРис. 11.13. Абсорбционная холодильная машина со ступенчатым абсорбером:/. V/ ——абсорберы; // — регулирующий вентиль раствора; III — теплообменник растворов; / V — генератор; V — конденсатор; VII, X — регулирующие вентили хладагента; VIII — отделитель жидкости; /X, X" — насосы раствора; X/ — испарительРис. 11.13. Абсорбционная холодильная машина со ступенчатым абсорбером:/. V/ ——абсорберы; // — регулирующий вентиль раствора; III — теплообменник растворов; / V — генератор; V — конденсатор; VII, X — регулирующие вентили хладагента; VIII — отделитель жидкости; /X, X" — насосы раствора; X/ — испаритель
Рис. 11.12. Абсорбционная холодильная машина с материальной регенерацией:
/ — абсорбер; 〃. Ill 一 иасосы раствора； /V, 丫〃 一 регулирующие вентили раствора; V — отделитель жидкости; V/ — конденсатор; VIII — теплообменник рас- твбров; /X — генератор; X — конденсатор; X/ —— регулирующий вентиль хладагента; X// — испаритель
Рис. 11.12. Абсорбционная холодильная машина с материальной регенерацией:
/ — абсорбер; 〃. Ill 一 иасосы раствора； /V, 丫〃 一 регулирующие вентили раствора; V — отделитель жидкости; V/ — конденсатор; VIII — теплообменник рас- твбров; /X — генератор; X — конденсатор; X/ —— регулирующий вентиль хладагента; X// — испаритель
Рис. 11.13. Абсорбционная холодильная машина со ступенчатым абсорбером:
/. V/ ——абсорберы; // — регулирующий вентиль раствора; III — теплообменник растворов; / V — генератор; V — конденсатор; VII, X — регулирующие вентили хладагента; VIII — отделитель жидкости; /X, X" — насосы раствора; X/ — испаритель
Рис. 11.13. Абсорбционная холодильная машина со ступенчатым абсорбером:
/. V/ ——абсорберы; // — регулирующий вентиль раствора; III — теплообменник растворов; / V — генератор; V — конденсатор; VII, X — регулирующие вентили хладагента; VIII — отделитель жидкости; /X, X" — насосы раствора; X/ — испаритель
ния температур практически можно реализовать путем обратной подачи через генератор и абсорбер (рис. 11.8).
В случае значительного превышения температуры Тз。над Тр более эффективной является схема, показанная на рис. 11.14. В этой схеме в генераторе устанавливается последовательно два змеевика: обратной подачи и превышения температур. Горячий слабый раствор из генератора направляется в змеевики обратной подачи, где он, отдавая теплоту крепкому раствору в процессе его кипения на участке П1 —— п2, охлаждается от температуры 丁2 до 丁2*, затем дросселируется и направляется в змеевик превышения температур. Во втором змеевике он поглощает пар, поступающий из испарителя. Выделяющаяся в процессе абсорбции на участке 3——团 теплота расходуется на кипение крепкого раствора в генераторе в процессе 4’ ——пх.
После генератора слабый раствор направляется в абсорбер и, продолжая поглощать пар, понижает свою температуру от Тт до Т4. Крепкий раствор температуры 74 прокачивается насосом
через змеевики обратной подачи абсорбера, в которых он подогревается до температуры Ту.
Влияние температуры охлаждающей среды. С понижением температуры охлаждающей среды (воды, наружного воздуха) понижаются температура и давление конденсации в конденсаторе, а следовательно, и давление в генераторе. При неизменной температуре греющего источника в конце кипения в генераторе можно получить раствор более слабой концентрации либо при неизменной концентрации слабого раствора использовать греющий источник более
Рис. 11.14. Абсорбционная холодильная машина с узлом превышения температур: д — схема машины; 6 — процессы в Е — (-диаграмме;/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; J J J — иасос раствора; "—генератор： V — змеевики обратной подачи генератора; VI — змеевики превышения температур： VII — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль раствора; X — регулирующий вентиль хладагента; X/ — испарительРис. 11.14. Абсорбционная холодильная машина с узлом превышения температур: д — схема машины; 6 — процессы в Е — (-диаграмме;/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; J J J — иасос раствора; "—генератор： V — змеевики обратной подачи генератора; VI — змеевики превышения температур： VII — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль раствора; X — регулирующий вентиль хладагента; X/ — испаритель5)5)
Рис. 11.14. Абсорбционная холодильная машина с узлом превышения температур: д — схема машины; 6 — процессы в Е — (-диаграмме;
/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; J J J — иасос раствора; "—генератор： V — змеевики обратной подачи генератора; VI — змеевики превышения температур： VII — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль раствора; X — регулирующий вентиль хладагента; X/ — испаритель
Рис. 11.14. Абсорбционная холодильная машина с узлом превышения температур: д — схема машины; 6 — процессы в Е — (-диаграмме;
/ — абсорбер; // — змеевики обратной подачи абсорбера; J J J — иасос раствора; "—генератор： V — змеевики обратной подачи генератора; VI — змеевики превышения температур： VII — дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль раствора; X — регулирующий вентиль хладагента; X/ — испаритель
5)
5)
низкой температуры. Подача более холодной воды на охлаждение абсорбера приводит к повышению концентрации крепкого раствора. Таким образом, понижение температуры охлаждающей среды увеличивает разность концентраций между крепким и слабым растворами, уменьшает кратность циркуляции, повышает эффективность совмещенных циклов и может привести к осуществлению циклов с превышением температур.,
Повышение температуры охлаждающей среды приводит к повышению давления в конденсаторе и генераторе, уменьшению концентрации крепкого раствора и повышению концентрации слабого.' В ряде случаев при высокой температуре охлаждающей среды и сравнительно низкой температуре греющего источника разность концентраций 以——贏 становится настолько мала, что невозможно" осуществить прямой цикл машины и приходится переходить к двухступенчатым и другим схемам машины.
Влияние температуры охлаждаемого источника. С понижением температуры охлаждаемого источника понижается температура кипения в испарителе и давление в испарителе и абсорбере. Понижается* 440
также концентрация крепкого раствора, а следовательно, становится меньше разность между концентрацией крепкого и слабого растворов. Как следствие, увеличиваются кратность циркуляции, теплоты генератора и абсорбера и уменьшается значение теплового коэффициента. При разности концентраций растворов в действительных циклах водоаммиачных машин менее 4 % переходят к двухступенчатым холодильным машинам.
Повышение температуры охлаждаемого источника приводит к противоположным результатам.
Абсорбционно-резорбционные и безнасосные абсорбционные холодильные машины
В отличие от обычной абсорбционной машины в абсорбционнорезорбционной машине конденсатор заменен абсорбером, а испаритель —генератором низкого давления. На рис. 11.15 показаны схема такой машины и ее процессы в 己一t-диаграмме.
Рис. 11.15. Одноступенчатая абсор б- ционио-резорбционная холодил ь- ная машина: а — схема машин ы; б — процессы в Е — t-диаграм ме;Рис. 11.15. Одноступенчатая абсор б- ционио-резорбционная холодил ь- ная машина: а — схема машин ы; б — процессы в Е — t-диаграм ме;7 — абсорбер; 11, X — насосы раствора; 77/, VIII — регулирующие вентили раствора; IVf Р〃 一 теплообменники раствора； У — генератор; VI — резорбер： IX — дегазатор
Рис. 11.15. Одноступенчатая абсор б- ционио-резорбционная холодил ь- ная машина: а — схема машин ы; б — процессы в Е — t-диаграм ме;
Рис. 11.15. Одноступенчатая абсор б- ционио-резорбционная холодил ь- ная машина: а — схема машин ы; б — процессы в Е — t-диаграм ме;
Пар из генератора поступает в абсорбер, называемый резорбером (в отличие от такого же аппарата, работающего при низком давле； нии), где абсорбируется слабым раствором, подаваемым насосом из генератора низкого давления, называемого дегазатором. Крепкий раствор из резорбера дросселируется в дегазатор, где кипит при низком давлении за счет теплоты, подводимой от охлаждаемого источника. Пар, образовавшийся при кипении раствора в дегазаторе, по-
4MG
Рис. 11.16. Двухступенчатая абсорбционнорезорбционная холодильная машина:Рис. 11.16. Двухступенчатая абсорбционнорезорбционная холодильная машина:/ — абсорбер; //, Х〃/ — насосы раствора; /〃， XI — регулирующие вентили раствора； / V, /X — теплообмегники раствора; V — генератор; V/ — резорбер; Г// — конденсатор; VIII — регулирующий вентиль хладагеит-а; X ——испаритель； X// — дегазатор/ — абсорбер; //, Х〃/ — насосы раствора; /〃， XI — регулирующие вентили раствора； / V, /X — теплообмегники раствора; V — генератор; V/ — резорбер; Г// — конденсатор; VIII — регулирующий вентиль хладагеит-а; X ——испаритель； X// — дегазаторступает в абсорбер и поглощается раствором, циркулирующим между абсорбером и генератором. Между абсорбером и генератором в прямом цикле и между дегазатором и резорбером в обратном устанавли- .вают теплообменники растворов. Для нормальной работы машины необходимо равенство концентраций пара, выходящего из дегазатора и генератора. Поскольку концентрация пара, поступающего из дегазатора, всегда выше концентрации пара, выходящего из генератора, необходима ректификация пара после генератора. Если же ректификацией не удается повысить концентрацию пара после генератора, то искусственно понижают концентрацию пара из дегазатора, добавляя к нему часть жидкости из того же аппарата. Если считать, что из дегазатора выходит (1 —6) кг пара с концентрацией и 6 (кг) жидкости с концентрацией а из генератора — пар концентрации ^, то из условия 'равенства суммарной концентрации влажного пара, поступающего в абсорбер и выходящего из генератора, можно определить количество добавляемой жидкости
Рис. 11.16. Двухступенчатая абсорбционнорезорбционная холодильная машина:
Рис. 11.16. Двухступенчатая абсорбционнорезорбционная холодильная машина:
/ — абсорбер; //, Х〃/ — насосы раствора; /〃， XI — регулирующие вентили раствора； / V, /X — теплообмегники раствора; V — генератор; V/ — резорбер; Г// — конденсатор; VIII — регулирующий вентиль хладагеит-а; X ——испаритель； X// — дегазатор
/ — абсорбер; //, Х〃/ — насосы раствора; /〃， XI — регулирующие вентили раствора； / V, /X — теплообмегники раствора; V — генератор; V/ — резорбер; Г// — конденсатор; VIII — регулирующий вентиль хладагеит-а; X ——испаритель； X// — дегазатор
(1 -а嶽+從，=反， откуда
6= & —•⑴.22)
В расчете машины необходимо учитывать количество добавляемого к пару из дегазатора раствора, если требуется уравнять кон- цен!рации. В остальном же расчет не отличается от расчета обычной абсорбционной холодильной машины.
Положительным качеством одноступенчатых абсорбционно-резорбционных машин является возможность использования более низких температур греющего источника, более низких давлений в резорбере и генераторе и возможность большего, по сравнению с конденсатором, подогрева воды в резорбере.
Большими возможностями располагает двухступенчатая абсорбционно-резорбционная машина (рис. 11.16). В ней холод получается на двух температурных уровнях: в испарителе и дегазаторе, причем в последнем температура кипения определяется концентрацией кипящего раствора и может меняться в широком диапазоне. Принцип работы этой машины ясен из рисунка и поэтому специального пояснения не требует.,
В домашних холодильниках и кондиционерах широко применяются безнасосные абсорбционные холодильные машины малой холодопроизводительности. Основной особенностью этих машин является отсутствие насоса для подачи раствора из абсорбера в генератор. Это делает машины более надежными в эксплуатации и долговечными. Различают два типа безнасосных машин: периодического и непрерывного действия. В свою очередь, машины периодического действия могут быть с жидким или твердым абсорбентом [30 ].
Рнс. 11.17. Абсорбционная безнасосная холодильная машина непрерывного действия с инертным газом:Рнс. 11.17. Абсорбционная безнасосная холодильная машина непрерывного действия с инертным газом:J — генератор; 2 — дефлегматор; 3 — конденсатор; 4 — испаритель; 5 ——газовый теплообменник; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник растворов; 8 — термосифонJ — генератор; 2 — дефлегматор; 3 — конденсатор; 4 — испаритель; 5 ——газовый теплообменник; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник растворов; 8 — термосифон22
Рнс. 11.17. Абсорбционная безнасосная холодильная машина непрерывного действия с инертным газом:
Рнс. 11.17. Абсорбционная безнасосная холодильная машина непрерывного действия с инертным газом:
J — генератор; 2 — дефлегматор; 3 — конденсатор; 4 — испаритель; 5 ——газовый теплообменник; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник растворов; 8 — термосифон
J — генератор; 2 — дефлегматор; 3 — конденсатор; 4 — испаритель; 5 ——газовый теплообменник; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник растворов; 8 — термосифон
2
2
Непрерывно действующая безнасосная водоаммиачная холодильная машина работает по схеме, показанной на рис. ] 1.17. Она кроме водоаммиачного раствора заполняется инертным газом, в качестве которого используют водород. Процесс кипения жидкости.в испарителе машины сопровождается диффузией пара в водород, находящийся в нем. Суммарное давление смеси в испарителе равно давлению в конденсаторе. Холодная водородоаммиачная смесь высокой концентрации по аммиаку, как более тяжелая, из испарителя поступает в парожидкостной теплообменник, а затем в абсорбер. В него же из генератора поступает слабый раствор, охлажденный в теплообменнике растворов. В абсорбере, охлаждаемом воздухом, слабый.раствор, растекаясь по полочкам, поглощает аммиачный пар из водородоаммиачной смеси. Водород, освободившись от аммиака,
как более легкий, возвращается через парожидкостной теплообменник в испаритель. Крепкий раствор, образующийся в абсорбере, пройдя через теплообменник растворов, поступает в генератор. Вследствие того что во всех аппаратах машины давление одинаково, для поступления раствора из абсорбера в генератор требуется лишь преодоление сопротивлений в теплообменнике растворов и соединительных трубопроводах. Для этого перед входом в генератор трубка, по которой проходит крепкий раствор, наматывается на электрическую грелку либо обогревается газовой горелкой. За счет местного обогревания трубки греющим источником создается термосифон, в котором при мгновенном вскипании жидкости возникает разность плотностей холодного крепкого раствора и образующейся парожидкостной эмульсии. Водоаммиачный пар из генератора, обогреваемого электричеством или газом, проходит через ректификатор, а затем поступает в конденсатор с воздушным охлаждением. Конденсат направляется в испаритель, заполненный водородом. Машины непрерывного действия применяются в основном в бытовых холодильниках. Они'бесшумны в работе, надежны в эксплуатации. Кроме водо- аммиачных нашли распространение бромистолитиевые безнасосные машины непрерывного действия. Применяют их преимущественно для .систем кондиционирования воздуха.
Особенности процессов абсорбционныхбромистолитиевых холодильных машин
Схема и теоретические процессы в ^—i-диаграмме абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины приведены на рис. 11.18. Водяной пар, образовавшийся в испарителе, поступает в абсорбер в состоянии (рис. ] 1.)8, 6) и абсорбируется в нем крепким раствором состояния 8*. В теоретическом процессе теплообмена между горячим крепким и холодным слабым растворами в теплообменнике растворов температура Т? слабого раствора в конце процесса абсорбции (точка 2*) и входа его в теплообменник равна температуре Т8 крепкого раствора на выходе его из теплообменника (точка 8*). В связи с тем, что в теплообменнике происходит полная регенерация теплоты между горячим и холодным растворами, крепкий раствор поступает в абсорбер в переохлажденном, по сравнению с равновесным, состоянии 8*. Поэтому процесс абсорбции состоит из двух процессов: адиабатно-изобарного процесса 方*——9*, сопровождающегося повышением температуры раствора от Т& до ТР и снижением его концентрации от 占；до 自6, и процесса совместного тепломассо- переноса 9*——2*, характеризующегося снижением температуры раствора от T9 до Т? и его концентрации от 自扌 до ^；. Слабый раствор1 в конце процесса абсорбции (точка 2*) до ст и кает равновесного состояния и насосом подается в теплообменник растворов, где нагревается горячим крепким раствором до состояния 7* при постоянной концентрации ^. Слабый раствор при поступлении в генератор находится в перегретом по сравнению с равновесным, состоянии. Процесс 444
Рис. 11.18. Схема (а) и теоретические процессы (6) в 三一/-диаграмме абсорбционной бромистолитиевой холодильной машиныРис. 11.18. Схема (а) и теоретические процессы (6) в 三一/-диаграмме абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
Рис. 11.18. Схема (а) и теоретические процессы (6) в 三一/-диаграмме абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
Рис. 11.18. Схема (а) и теоретические процессы (6) в 三一/-диаграмме абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
образования пара хладагента в генераторе из слабого раствора разделяется на два процесса: 7*―-5* ——адиабатно-изобарный процесс десорбции, сопровождающийся снижением температуры раствора от 7\ до 北 и увеличением его концентрации от 上 до ^，и 5*—4* — процесс кипения раствора с совместным тепломэссопереносом, ха- рактеризующийся повышением температуры раствора от Т5 до Т4 и увеличением его концентрации от У д° ^. В конце процесса кипения раствор достигает равновесного состояния 4* и поступает в теплооб
менник растворов, где охлаждается слабым раствором до состояния 8* при постоянной концентрации &, а затем дросселируется в дроссельном вентиле Д± перед входом в абсорбер. В начале процесса десорбции в генераторе образуется пар состояния а, равновесный слабому ра“ створу состояния 7* на входе его в генератор, а в конце процесса кипения — пар состояния £ равновесный крепкому раствору состояния 4* перед выходом его из генера-
тора. Пар, образующийся в генераторе в процессах десорбции и кипения раствора, является перегретым и поступает в конденсатор в состоянии 5*, равновесном средней концентрации раствора ^ср (точка 6*) в генераторе. В конденсаторе осуществляется отвод теплоты перегрева от пара хладагента и его конденсация. В целом процесс в конденсаторе характеризуется в 自一/-диаграмме отрезком 夕一3机 Конденсат из конденсатора выходит в состоянии насыщения (точка 33), дросселируется в дроссельном вентиле Д2 и поступает в испаритель, где происходит процесс кипения 3J ——Г с образованием сухого насыщенного пара состояния /*. Насыщенная жидкость в испарителе характеризуется состоянием /о， В теоретических процессах абсорбционной бромнстолитиевой холодильной машины давление пара р0 в испарителе равно давлению ра пара в абсорбере, а
давление р« пара в конденсаторе равно давлению ph пара в генераторе. -
Удельные тепловые потоки в аппаратах абсорбционной бромисто- литиевой машины с теоретическими процессами в испарителе, конденсаторе, абсорбере, генераторе и теплообменнике растворов та
ковы:
в испарителе 〃； = j —尢；(11.23)
в конденсаторе 建= %* —抬；(11.24)
в абсорбере 编=3+ (/* —1)—广小；(11.25)
в генераторе q* = %* + (/* — 1)〃* —广力*；(11.26)
в-теплообменнике qQ/* (右* —办*)=(广一1) (u* —加*),(11.27)
где一
一广=&/(&—&)•(11.28)
Тепловой коэффициент машины
f = q6/g3(11.29)
В машине с одноступенчатым процессом генерации раствора в генераторе g* всегда меньше единицы.
Анализ действительных процессовабсорбционных холодильных машин
При работе абсорбционных машин действительные процессы, протекающие в отдельных элементах машин, иногда существенно отличаются от теоретических, расчетных процессов. Это обусловлено рядом факторов: влиянием гидростатического давления столба жидкости в процессе ее кипения в генераторе и испарителе; неравновесным состоянием пара и жидкости в конце процесса кипения, абсорбции и конденсации из-за ограниченной площади поверхности теплообмена аппаратов и конечного времени контакта сред в процессе тепломассообмена, вследствие чего имеет место недовыпаривание или недонасыщение раствора; наличием гидродинамических сопротивлений в соединительных трубопроводах между аппаратами; потерей теплоты в окружающую среду и др. Перечисленные факторы, влияющие на отклонение действительных процессов от теоретических, необходимо учитывать при конструировании машины, вводя в методику расчета соответствующие коррективы. Так, например, на основании опытных данных при нанесении в 自——/-диаграмме процессов кипения раствора в генераторе и абсорбции в абсорбере должны приниматься разности давлений —— pIt и р0 — ра, отражающие влияние гидростатического давления на процессы кипения и абсорбции в аппаратах затопленного типа и сопротивления в соединительных трактах между аппаратами. Следовательно, значения концентраций слабого и крепкого растворов в водоаммиачных холодиль- 446
Рис. 11.19. Рабочая схема абсорбционной бромистолитиевой холодильной машиныРис. 11.19. Рабочая схема абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
Рис. 11.19. Рабочая схема абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
Рис. 11.19. Рабочая схема абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины
ных машинах необходимо определять в точках пересечения изобар рг и р& с соответствующими изотермами Т2 и %
Определяя давление р0 в испарителе, в этих машинах необходимо учитывать концентрацию пара & на выходе из дефлегматора, которая в действительных процессах всегда ниже единицы. Следовательно, давление, определенное по таблицам для чистого аммиака, необходимо уменьшить на величину от 0,49-104 Па до 0,96-104 Па в зависимости от концентрации 自少.
Из-за наличия вакуума в аппаратах и высокой плотности раствора необратимые потери действительных процессов в бромистолитиевой холодильной машине оказываются больше, чем в водоаммиачной.
Остановимся более подробно на анализе отклонения действительных процессов от теоретических в бромистолитиевой холодильной машине, рабочая схема которой приведена на рис. 11.19.
В отличие от теоретических действительные процессы характеризуются следующими особенностями (рис. 11.20). В действительных процессах кипение раствора в генераторе затопленного типа идет по линии 5—4 при переменном давлении. Вследствие этого наблюдается недовыпаривание раствора А^ = & —^r.
В связи с рециркуляцией крепкий раствор после теплообменника (точка 8) смешивается со слабым раствором (точка 2) и образуется раствор состояния 9. В действительном процессе абсорбции жидкость в конце процесса не достигает равновесного состояния, характеризующегося точкой 2*. В результате конечной скорости процесса абсорбции ограниченных поверхностей и времени контакта пара и абсорбента возможно недонасыщение раствора в абсорбере 厶自"= 厶一&. Рециркуляция раствора снижает, в свою очередь, высшую температуру абсорбции. Недонасыщение раствора приводит к тому, что действительная величина упругости пара % в абсорбере становится выше упругости пара 浦，соответствующей равновесному состоянию раствора в точке 2. Кипение воды в испарителе оросительного типа протекает при давлении р0. Разность давлений р0 ——ра возникает вследствие потерь давления в соединительном тракте между аппаратами. Процесс 2——7 характеризует подогрев слабого раствора в теплообменнике в результате охлаждения крепкого раствора в процессе 4—8.，
Как известно, оценка термодинамической эффективности всех прямых и обратных действительных циклов осуществляется путем сопоставления их с обратимыми циклами. Анализ внутренних и
внешних потерь в отдельных элементах машины и их оценка могут быть наглядно показаны с помощью эксергетического метода термодинамического анализа [4 ].
Если для идеальных процессов прямого и обратного циклов суммарная подведенная эксергия равна отведенной, то в действительных циклах абсорбционной машины отведенная эксергия всегда меньше подведенной
(11.30) где 2 — внешние потери эксергии вследствие теплообмена между источником и хладагентом при конечных разностях температур в аппаратах; О2 — внешние потери эксергии вследствие теплообмена с окружающей средой; XD3 ——сумма внутренних потерь эксергии, связанных с наличием необратимых про
-цессов.
Термодинамическое совершенство циклов или отдельных процессов оценивается эксер- гетическим КПД
小光=ё几/出/). (11.31)
Рис. 11.20. Действительные процессы аб- 口 сорбционной бромистолитиевой холодиль- При составлении уравнения ной машины в Е ——/-диаграмме при раз- эксергетического баланса ма~ личных ее схемахшины эксергия теплоты, пере
даваемой в каком-либо процессе теплообмена /—2, являясь параметром процесса, вычисляется по количеству энергии, передаваемой в форме теплоты Q^ при тем- g пературе процесса Т— с учетом температуры окружающей среды Т* @ I ,2.'」
Exq 1-2 = Ga J 厉£ dg,(1L32)
где Ga ——расход циркулирующего в единицу времени хладагента; k-ri =(看一То. c”i — коэффициент работоспособности теплош .на элементарном участке процесса; dq ——удельное количество теплоты, передаваемой на элементарном участке процесса.
Внешние потери эксергии D* могут быть легко определены из теплового баланса аппарата. Потери D? определяются из выражения
D2 = AQ 力 т ср*(11.33)
Приведем термодинамический анализ эффективности совмещенных циклов абсорбционной водоаммиачной холодильной машины по внешним источникам теплоты. Допустим, что внешними источниками теплоты, определяющими температурный режим работы машины, являются: насыщенный водяной пар, отдающий теплоту Qr в генераторе, вода, отводящая теплоту QH из конденсатора, Qa — из абсорбера и QH — из дефлегматора, и теплоноситель (рассол), отдающий теплоту Qo в испарителе.”
Суммарная эксергия внешних источников теплоты в начальный момент (без учета работы насоса) составит
£ Ехн = Ех「. н + 七尤乩 н + Е/. н + Е/. н + Е%・ и*
Конечные значения эксергий источников определяются исходя из соотношения 七今=Ехн + АЕх, где АЕх = Ai — То. с As — приращение эксергии источника при прохождении через аппарат машины.
Считая процессы подвода или отвода теплоты от внешних источников идущими при постоянных давлениях, приращение эксергии можно определить так:
^Ex = Q^T0^c^s,(Н.34)
где Q, As — количество теплоты и приращение энтропии каждого из источников.。
Полагая, что в генератор подается насыщенный водяной пар при температуре 7\, а из генератора выходит конденсат в состоянии насыщения, приращение энтропии источника в генераторе будет .
Ast = — Qr/Ti*(IL 35)
Поскольку в генераторе теплота от внешнего источника отводится, в формуле (11.35) ставится знак «минус». Следовательно, приращение эксергии пара в генераторе
АЕ心=一 Qp 十禽・ cQMC = — Qr (А — Т" с)/7\,
где (7\ — То, С)/Л = Ло— термический КПД обратимого цикла, совершаемого между источником с температурой 7\ и окружающей средой с температурой Т0,с.
Конечное значение эксергии внешнего источника на выходе из генератора определяется из выражения
^г. к = ЕХг. н — Qr%.. (11.36)
Считая, что в конденсатор подается охлаждающая вода с расходом Gw (кг/с) при температуре окружающей среды и, воспринимая теплоту Qk, нагревается до температуры Tw, приращение ее энтропии определится уравнением
AsK = Gw In (Т wjT рф с) сш ср,(11.37)
причем Qh G® (Тцу То. с) ^w ср*
Приращение эксергии вода в конденсаторе
' АЕ& = Qk — То, cGw In ^wlTQt c) c^j cp.(11.38)
15 П/р И. А. Сакуна449
Эксергия воды на выходе из конденсатора
Ехк. к == Ехк. н + Ск — ^о. cG№ In (TJT^, c) сю CP. (11.39) Аналогично конденсатору эксергия воды на выходе из абсорбера и дефлегматора такова
Е#а. к 二 ЕХа. н + Qa — П・ с& In (Т"/Т。. с) ” ср,(11.39а)
.Ехд. к = Е® н + Qa 一 То. cG^ In (T^/Tq, с) Сю ср*(11.396)
Если считать, что в испаритель подается теплоноситель с расходом Gs (при температуре Т§0 и отдает теплоту, охлаждаясь до температуры Т$2, то приращение энтропии внешнего охлаждаемого источника в испарителе будет
As。= с8 cpGsTsi In (Т S2^T s^) = — / cpG3Tsi In (北“兀。.(11.40)
Знак «минус» в формуле (11.40) указывает на отвод теплоты от теплоносителя.
Приращение эксергии теплоносителя
^Exq = 一 Qo + & cpGgT。. с 1п (兀工/北2)，(11*41)
Конечная эксергия теплоносителя
ExOt к = ExOt н—Qo 4~ cs cpGsTo. с In (Tsl/Ts^). (11.42)
Уменьшение эксергии внешнего греющего источника в генераторе означает работу L, полученную в результате совершения прямого цикла в интервале температур 7\и То. с при затрате теплоты Qr. Приращение эксергии охлаждающей воды в конденсаторе, абсорбере и дефлегматоре равноценно соответственно работам L^, La и 厶区, затраченным на перевод источников с температуры То. с до температуры Тд Tw, Tw- Приращение эксергии теплоносителя в испарителе эквивалентно работе Ао> затраченной в обратимом цикле, совершаемом в интервале температур То. с, TS1 и Ts2 с холодопроизводительностью Qo・
Следовательно, суммарное изменение эксергии внешних источников теплоты
£ Д£х = L 一 (Lr + " + 厶 + LJ*(11.43)
Таким образом, из баланса машины по внешним, источникам- теплоты эксергетический КПД может быть получен из уравнения
亠尤=1 — £ ЛЕх/L.(11.44)
Если приращения эксергии внешних источников в конденсаторе, абсорбере и дефлегматоре не используются, то их необходимо отнести к потерям. В этом случае
^МИ-ХАЕ'*/厶(11.45)
где £ АЕ4 = £ АЕ%工 厶 十厶 十“・
Составив эксергетический баланс машины по хладагенту, можно определить сумму всех внутренних потерь как разность между под- 450
веденной и отведенной эксергией теплоты. Анализ внутренних по терь представляет наибольший интерес, поскольку он позволяет выявить их природу и наметить пути совершенствования отдельных процессов и циклов машины. Это, в свою очередь, может наметить пути усовершенствования схемы машины и дальнейшего улучшения конструкции аппаратов.
Определение и анализ внутренних необратимых потерь можно проиллюстрировать на примере рассмотрения процессов водоам- миачной холодильной машины. Аналогичный анализ возможен и для бромистолитиевой абсорбционной холодильной машины.
Принимается, что процессы кипения раствора и хладагента в генераторе и испарителе не имеют внутренней'необратимости. *
Процесс абсорбции сопровождается внутренними необратимыми потерями, связанными со смешением пара и жидкости, находящихся в неравновесном состоянии. Эти потери можно определить из выражения-
2cM = & (ем - е%б)，(11.46)
где ехА — удельная суммарная эксергия пара и жидкости до процесса смешения; ехБ ——удельная эксергия смеси.
С учетом адиабатического протекания процесса выражение (11.46) можно привести к виду
с (sb — %)•(11.46а)
Построив процесс смешения в s——Т-диаграмме, можно определить возрастание энтропии.
Внутренними необратимыми потерями характеризуется процесс ректификации пара, необходимой для повышения его концентрации. Так как ректификация связана с понижением температуры пара без производства внешней работы, то такой переход теплоты на более низкий температурный уровень является необратимым. Необратимые потери процесса ректификации определяются как разность подведенной и отведенной эксергии но выражению
D^G^x^-ex^,• (11.47)
где вычисление эксергии на каждом элементарном участке процесса ректификации ведется с учетом температурного потенциала и количества пара и флегмы на этом участке.
Необратимыми являются процессы дросселирования слабого раствора и хладагента. Потери от дросселирования определяются разностью эксергии в начале и в конце процесса.
Вследствие того, что процессы дросселирования — изоэнтальвинные, потери в этих процессах могут быть вычислены по уравнению, аналогичному (11.46а). Они легко определяются при изображении процессов в s—Г-диаграмме.
Из-за конечной площади поверхности теплообмена и различных количеств слабого и крепкого растворов процесс теплообмена в тепло-
15*15*451
15*
15*
обменнике растворов также является необратимым. Необратимые потери в теплообменнике определяются по уравнению
%р = 6а(е%_з — ех*),(11.48)
где ехд.з — удельная эксергия теплоты, отводимой от слабого раствора; ex(jM — удельная эксергия теплоты, подводимой к крепкому раствору.
Аналогично определяются необратимые потери в парожидкостном рекуперативном теплообменнике.
Конструкции и особенности расчетаосновных аппаратов абсорбционныххолодильных машин
Абсорбционные водоаммиачные холодильные машины в настоящее время в СССР серийно не выпускаются и изготавливаются отдельными партиями, в основном для типовых технологических линий в химической промышленности. В соответствии с утвержденным ОСТ 26.03—286—77 условное обозначение этих машин включает в себя наименование (АВХМ), холодопроизводительность (в тыс. ккал/ч), температуру кипения, исполнение генератора в зависимости от греющего источника ([ — водяной пар, II — горячая вода, III — парогазовые смеси), указание способа охлаждения конденсатора водой (К) или воздухом (В).
ВНИИхолодмашем разработан параметрический ряд абсорбционных водоаммиачных машин 【46], включающий следующие значения холодопроизводительности [кВт (тыс. ккал/ч) ]: 580 (500), 1160 (1000), 1860 (1600), 2900 (2500), 4650 (4000), 7330 (6300), 9280 (8000). По температурам кипения принято четыре расчетных режима： —5, —15, —25 и —45 ℃ при температурах конденсации 35 ℃ (водяное охлаждение) и 48 ℃ (воздушное охлаждение). В то же время в СССР различными организациями разработано и находится в эксплуатации значительное число машин, характеристика которых существенно отличается от приведенной выше как по холодопроизводительности, так и по режиму работы.
Аппараты абсорбционной машины по принципу действия делят на затопленные и пленочные (оросительные). По конструкции аппа-* раты делятся на вертикальные и горизонтальные кожухотрубные, кожухозмеевиковые, элементные и двухтрубные [46].
Рассмотрим конструкции основных аппаратов водоаммиачных холодильных машин. Для их изготовления применяются те же мат териалы, что и для аппаратов аммиачных компрессорных холодильных и теплонасосных машин.
Генераторы. Назначением генератора является выпаривание хладагента из крепкого водоаммиачното раствора. По принципу действия и конструкции аппарат может быть любого из перечисленных выше типов. На рис. 11.21 показан горизонтальный кожухо-
aomBJ «зй^^га —adjogo 4dolBdBHQJ1s3H —gAdloxAXOHqHqlfEI ‘HomHdoL ・XII .Osa
пииош глг rmhadqj
加
920总岩у SR
0
s--“DdQqEQDd §^GS Boxgg/
§ § -Dd09E3Dd ~ oeoxuedH Qoxg
-Q9E0°d qH-o0S
r
力мо
n-0E^Q3n
0
弟 s5'W0&'姦 oxos^o 9Qd匸 QQX-qg
Аммиак (^ap)^^
COG о gon
OQQG q о
Q Q G О QOn
02000
b
в
& 3
X^VEds^
Для указателя уровня^ Sy 20
§ N cdogE1ynd ^жз^ё^аюо^ TyxsB曇
W У 、 停UT0工点名 一一
0200 口
Рис. 11.22. Вертикальный пленочный кожухотрубный генератор
трубный генератор затопленного типа, обогреваемый дымовыми газами. Они проходят внутри трубок аппарата, а в межтрубном пространстве кипит раствор. Непосредственно к корпусу аппарата крепится ректификационная колонна. Генератор снабжается защитной автоматикой, закрывающей выход слабого раствора из аппарата и отключающей подачу греющего газа в случае внезапной останов
ки насоса крепкого раствора и повышения темпе
ратуры греющего газа выше 300 °C.
Значительно эффектив
нее генераторы с пленоч
ным орошением горизонтальной и особенно вертикальной конструкции. На рис. 11.22 показан вертикальный пленочный кожу
хотрубный генератор, со
стоящий из трех элементов. В верхней части аппарата установлена ректифика
ционная колонна, под ней ——кипятильник, а внизу кубовая часть (сборник слабого раствора). В верхнюю часть межтрубного пространства кипятильника подается грею- щий водяной пар, а конденсат стекает вниз и
отводится из аппарата. Крепкий раствор подается на насадку из фарфоровых колец в нижней части ректификационной колонны и, пройдя через нее, стекает пленкой по внутренней поверхности трубок кипятильника, скаплй-
ваясь затем в кубовой части генератора. Водоаммиачный пар, об- разующийся при кипении раствора, поднимается по трубкам вверх и пройдя насадку и колпачковые ректификационные тарелки, заполненные стекающей холодной флегмой из дефлегматора, повышает свою концентрацию и выходит из аппарата через верхний патрубок.
Дефлегматоры. Конструктивно они могут быть выполнены горизонтальными кожухотрубными, элементными, кожухозмеевиковыми или двухтрубными. Главным критерием выбора конструкции аппарата является осуществление в нем противотока между водоам- миачным паром и охлаждающей средой (водой или холодным крепким раствором). Немаловажную роль в эффективности теплообмена играет скорость движения сред, которая для пара должна быть не ниже 1—1,5 м/с, а для охлаждающей среды не ниже 0,4——0,5 м/с. В то же время во избежание уноса флегмы в конденсатор скорость пара не должна превышать 2,5 м/с. Для свободного слива флегмы . в ректификационную колонну дефлегматор должен быть установлен выше колонны；
Абсорберы. По принципу действия абсорберы делятся на затопленные барботажные и пленочные. По конструкции они бывают кожухотрубными, кожухозмеевиковыми, элементными и двухтруб-〈 ными.■-
Горизонтальный кожухотрубный барботажный абсорбер затопленного типа заполняется раствором на 75—85 % объема межтрубного пространства. Слабый раствор подается сверху, а аммиачный пар — через коллектор в нижнюю часть аппарата в специальные барботеры, распределяющие поток пара по всей длине обечайки. Крепкий раствор отводится из нижней части аппарата. Охлаждающая вода поступает в трубки, делая несколько ходов. Недостатками аппарата являются наличие большого гидростатического напора и малая интенсивность тепло- и массообмена.
На рис. 11.23 показан элементный пленочный абсорбер, состоящий из четырех кожухотрубных элементов, расположенных один над другим. Слабый раствор поступает в межтрубное пространство верхнего элемента, попадает в оросительное корыто и орошает расположенные под ним теплообменные трубки, пб которым проходит охлаждающая вода. Оросительное корыто имеется в каждом элементе. Аммиачный пар поступает в межтрубное пространство элементов через специальные коллекторы и поглощается стекающим по трубкам раствором. Под абсорбером устанавливается ресивер крепкого раствора.
Имеются конструкции пленочных абсорберов, где оросительное корыто заменяют форсунками, разбрызгивающими слабый раствор и увеличивающими тем самым площадь поверхности контакта его с паром хладагента. Эффективная работа пленочных абсорберов достигается при плотности орошения труб раствором выше 150 л/(М'Ч).
Теплообменники, Теплообменники растворов и парожидкостные теплообменники выполняются двухтрубными, элементными или горизонтальными кожухотрубными. С целью уменьшения потерь теп-
лоты в окружающую среду слабый горячий раствор в них проходит по трубкам, а крепкий ——в межтрубном пространстве. Скорость растворов принимается не ниже 0,5 м/с. В парожидкостных теплообменниках пар из испарителя обменивается теплотой G жидкостью из конденсатора. Пар в них проходит в межтрубном пространстве н имеет скорость 10——15 м/с. Вследствие малых значений коэффициентов теплоотдачи со стороны пара наружная поверхность теплообмен* ных трубок оребряется.
22Для кИП仏"起Для кИП仏"起注注Паробоздушная смесьПаробоздушная смесьВода 勿25Вода 勿25Рис. 11.23. Элементный пленочный абсорберРис. 11.23. Элементный пленочный абсорбер‘5934Вход слабого растбора Ви产■‘5934Вход слабого растбора Ви产■вход аммиака .Л 500 4000вход аммиака .Л 500 4000Охлаждающая бодаDy 4勿Охлаждающая бодаDy 4勿027力8027力8Нрепиии водоаммиачныи растбор. % 250Нрепиии водоаммиачныи растбор. % 250'Вода〃»'Вода〃»
2
2
Для кИП仏"起
Для кИП仏"起
注
注
Паробоздушная смесь
Паробоздушная смесь
Вода 勿25
Вода 勿25
Рис. 11.23. Элементный пленочный абсорбер
Рис. 11.23. Элементный пленочный абсорбер
‘5934
Вход слабого растбора Ви产■
‘5934
Вход слабого растбора Ви产■
вход аммиака .Л 500
4000
вход аммиака .Л 500
4000
Охлаждающая бода
Dy 4勿
Охлаждающая бода
Dy 4勿
027力8
027力8
Нрепиии водоаммиачныи растбор. % 250
Нрепиии водоаммиачныи растбор. % 250
'Вода〃»
'Вода〃»
Испарители. В абсорбционных водоаммиачных холодильных машинах возможно использование аммиачных испарителей компрессорных машин. Особенностью работы аппарата является необходимость отвода флегмы, которая непрерывно накапливается в испарителе вследствие того, что в него поступает не чистый хладагент.
Поскольку в испарителе отсутствует загрязнение маслом, коэффициент теплопередачи в нем выше, чем в испарителе компрессорной холодильной машины.
Конденсаторы. В качестве конденсаторов в абсорбционных водо- аммиачиых машинах применяются аппараты тех же конструкций, что и в компрессорных холодильных машинах,
， Воздухоотделители. Так как наличие воздуха в системе резко ухудшает работу абсорбционных машин, для его удаления применяют воздухоотделители, а в бромистолитиевых машинах устанавливают
еще и вакуум-насосы. Принцип действия воздухоотделителя основан на поглощении пара хладагента из паровоздушной смеси охлажденным слабым водоаммиачным раствором. Аналогичный принцип действия и у воздухоотделителей бромистолитиевых холодильных ма
шин.-
Разработанный ВНИИхолодмашем- параметрический ряд абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин содержит следую
щие производительности, кВт (тыс. ккал/ч): 290 (250), 580 (500), 1160 (1000), 1860 (1600), 2900 (2500), 5800 (5000).
В настоящее время в СССР серийно выпускаются абсорбционные бромистолитиевые холодильные машины АБХА-1000, АБХА- 2500 и АБХА-5000. Машины предназначены для получения холодной воды с температурой 280 К при температуре охлаждающей воды 299 К и температуре греющего источника (горячей воды) 363—393 К. Генератор может обогреваться также насыщенным паром с давлением 0,14—0,16 МПа, Машины типа АБХА разработаны ВНИИхолодмашем.
Остановимся на описании наиболее характерных конструкций абсорбционных бромистолитиевых
Рис. 11：24. Конструкция агрегата машины АВХА-2500 и ее основных ап- .паратовРис. 11：24. Конструкция агрегата машины АВХА-2500 и ее основных ап- .паратовхолодильных машин.
Рис. 11：24. Конструкция агрегата машины АВХА-2500 и ее основных ап- .паратов
Рис. 11：24. Конструкция агрегата машины АВХА-2500 и ее основных ап- .паратов
■ Конструкция агрегатов абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины АБХА-2500 〃 ее основных аппаратов, Принципиальная схема и циклы абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины АБХА-2500 приведены на рис. 11.19 и 11.20. Циклы машины осуществляются с кипением раствора в генераторе затопленного типа, а процессы в абсорбере совершаются с рециркуляцией слабого раствора. Конструкция агрегата машины и ее основных аппаратов приведены на рис. 11.24. Особенности протекающих в аппаратах процессов определяют конструкцию агрегата. Для снижения гидравлических сопротивлений проходу пара и достижения максимальной компактности агрегата генератор 14 с конденсатором /6, а также испаритель 4 с абсорбером 7 объединены в соответствующие блоки. Блок генератора-конденсатора устанавливается на блоке абсорбера-испарителя. Генератор машины выполняется затопленным для снижения интенсивности коррозии при высоких температурах материала труб и корпуса, изготовленных из углеродистой стали. Для снижения отрицательного влияния гидростатического столба раствора на величину недовьшаривания и его температуру кипения ген ер атор выполняется двухъярусным. Высота каждого яруса соста-
кпяет около 300 мм. При обогреве генератора водой подача ее осуществляется сначала в нижний ярус 3, а затем ——в верхний 15. Слабый раствор подается в верхний ярус по трубопроводу 2. Верхний ярус снабжен поддоном с двойными боковыми стенками, образующими между собой щели по всей длине аппарата, через которые раствор переливается в нижний ярус. Внутренние стенки поддона имеют большую высоту и в нижней части снабжены отверстиями для перетекания раствора в щели между стенками.
Для поддержания уровня раствора в нижнем ярусе корпус генератора снабжен переливным устройством, позволяющим отводить из генератора концентрированный раствор с высшей температурой кипения. Условия работы конденсатора такие же, как и у конденсаторов паросиловых энергоустановок. Компоновка трубного пучка конденсатора выполнена ленточной, что позволяет снизить гидравлические потери при конденсации пара на трубах, расположенных внутри ленты, и осуществить эффективный отбор паровоздушной смеси через коллектор по трубопроводу Д а конденсат стекает из поддона аппарата по трубопроводу. Трубный пучок испарителя является симметричным относительно вертикальной оси и имеет два значения шага труб: меньший шаг — в глубине трубного пучка и больший ——на периферии, что позволяет снизить скорость пара на выходе из межтрубного пространства и благодаря этому уменьшить гидравлическое сопротивление проходу пара. Трубный пучок испарителя расположен над трубным пучком абсорбера, для того чтобы исключить заброс капель раствора в хладагент. Так как теплота парообразования хладагента (воды) велика, то образующегося при кипении раствора в генераторе количества хладагента недостаточно, чтобы оросить трубки испарителя с требуемой плотностью орошения. Вследствие этого осуществляют рециркуляцию воды через испаритель и подводят ее к распылительному коллектору с форсунками по трубопроводу 13. Отвод воды на рециркуляцию осуществляют из поддона испарителя по трубопроводу 12. Во избежание уноса капель воды из испарителя в абсорбер боковые трубные пучки испарителя ограждены вертикальными жалюзийными решетками 5 по всей длине аппарата.
Теплопередающая поверхность абсорбера представляет собой ленточную компоновку трубного пучка, а малое число рядов труб в пучке и наличие широкого фронта натекания паров по всему наружному контуру приводят к снижению гидравлических потерь. Трубный пучок выгораживает зону отбора паровоздушной смеси, обеспечивая возможность кратчайшим путем с помощью коллектора выводить неабсорбируемые газы по трубопроводу 11. Расположение коллектора в центральной части трубного пучка не препятствует орошению трубок и не нарушает процесса абсорбции. Смешанный' раствор подается в абсорбер по трубопроводу 6 и распыляется форсунками над трубным пучком. Крепкий раствор по трубопроводу 9 вводится в абсорбер и в нижней части одной из секций смешивается по слабым раствором. Смешанный раствор отводится из той же сек， ции по трубопроводу 8, а слабый ——из другой секции ——по трубопроводу 10.
Рис. 11,25. Конструкция агрегата машины АБХА-5000 и ее основных аппаратовРис. 11,25. Конструкция агрегата машины АБХА-5000 и ее основных аппаратовТеплообменник растворов располагается под блоком абсорбера- испарителя, выполнен кожухотрубным, многоходовым по межтруб^ ному и трубному пространствам с целью уменьшения объема для заполнения раствора выполнен прямоугольным.
Рис. 11,25. Конструкция агрегата машины АБХА-5000 и ее основных аппаратов
Рис. 11,25. Конструкция агрегата машины АБХА-5000 и ее основных аппаратов
Конструкция агрегата абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины АБХА-5000 и ее основных аппаратов. Конструкция агрегата машины и ее основных аппаратов приведены на рис. 11.25. Агрегат выполнен вытянутым по вертикали с полуовалом в верхней и нижней частях и состоит из двух блоков: генератора-конденсатора и абсорбера-испарителя; плоское днище генератора 16 стыкуется с плоской верхней частью абсорбера 15, что позволяет сократить размеры агрегата и разместить теплообменные пучки генератора в один слой. Конденсатор 18 выполнен с ленточной компоновкой трубного пучка. Испаритель 14 располагается в центре блока абсорбера-испарителя с вытянутым по вертикали трубным пучком и огражден с боков двухрядными жалюзи 9, предотвращающими унос капель воды в полости абсорбера 8 и заброс капель раствора из полостей абсорбера. Водорастворные теплообменники 7 абсорбера размещены по периферии корпуса блока абсорбера-испарителя на вертикальных его сторонах. Распыление смешанного
раствора осуществляется форсунками, установленными на вертикальных трубах 6, в которые подается переохлажденный раствор. Блок абсорбер-испаритель разделен поперечными и продольной перегородкой на шесть изолированных по паровому пространству ступеней. Переохлажденный раствор после распыления насыщается парами воды из соответствующей ступени испарителя, что позволяет осуществить ступенчатые процессы абсорбции и кипения. Каждая из шести ступеней является автономной и имеет свой рециркуляционный растворный насос. Уровень раствора в генераторе поддерживается постоянным с помощью переливного устройства 3. Для исключения уноса капель раствора из генератора в конденсатор между ними установлены жалюзийные решетки 2. Отбор неконденсирующихся газов осуществляется по трубопроводу /, подвод слабого раствора в генератор — по трубопроводу /7; отвод крепкого раствора — по трубопроводу 4; подача смешанного раствора для переохлаждения в теплообменниках абсорбера — по трубопроводам 5; подвод крепкого раствора
для смешен и я со слабым ——по трубопроводу /2; отвод смешанного раствора из отсека абсорбера — по трубопроводу /3; рециркулируемая вода из поддона испарителя отводится по трубопроводу 10, слабый раствор из полостей абсорбера ——по трубопроводу 11, Теплообменник растворов для охлаждения крепкого и нагрева слабого растворов конструктивно выполнен таким же. как и в машине АБХА-2500.
-Тепловой расчет аппаратов осуществляется таким же образом, как и теплообменных аппаратов компрессорных и пароэжекторных -холодильных машин.
Тепловой расчет генератора связан с определением коэффициентов теплоотдачи от греющего источника к стенке теплообменных трубок и от стенки к раствору в процессе его кипения. Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара, служащего греющим источником, определяется по известным методикам расчета конденсаторов энергоустановок. Коэффициент теплоотдачи при кипении водоаммиачного раствора на горизонтальных трубках в затопленном аппарате определяется по номограмме, предложенной В. Н. Филаткиным. В вертикальных пленочных генераторах водо- аммиачных машин коэффициент теплоотдачи от кипящего раствора к стенке определяется зависимостью, предложенной А. В, Вургафтом и Л. В. Галимовой.
Коэффициент теплоотдачи со стороны водного раствора бромистого лития, кипящего в межтрубном пространстве затопленного генератора, определяется по данным И. И. Чернобыльского.
Коэффициент теплоотдачи к стекающей и кипящей на горизонтальных трубках пленке раствора в оросительном генераторе броми- столитиевой машины определяется по формуле В. Т. Грицака или А. Р. Дорохова [14 ],
Коэффициент теплоотдачи со стороны водоаммиачного раствора в пленочном абсорбере кожухозмеевикового типа можно определять по зависимости, предложенной Ю. Д. Марусейцевым. Коэффициент теплоотдачи со стороны водоаммиачного раствора, отнесенный к внутренней поверхности трубки в кожухотрубном барботажном абсорбере, определяют по зависимости, предложенной Р. Л. Даниловым [3 ].
Коэффициент теплоотдачи со стороны стекающей по наружной поверхности горизонтальных трубок пленки водяного раствора бро- мистого лития в оросительном абсорбере определяют по зависимости, предложенной Г. Г. Овенко и Г, Г. Балицким,
§ 11.8. Характеристики и регулированиеабсорбционных холодильных машин
Характеристикой абсорбционной холодильной машины назы- вается зависимость ее холодопроизводительности от температур охлаждающей и греющей воды (или давления насыщенного пара) и температуры охлаждаемого источника. Наряду с зависимостью хо- 460
лодопроизводительности от указанных параметров внешних источников могут быть представлены также дополнительные характеристики машины, отражающие зависимость производительности от расходов внешних источников и других показателей (плотностей орошения трубок абсорбера, испарителя, генератора, кратности циркуляции раствора и других внутренних параметров циклов). Характеристики машины необходимы для анализа эффективности ее работы в режимах, отличающихся от номинального, оценки влияния отдельных параметров на производительность с целью совершенствования процессов и отдельных элементов аппаратов, а также для
Twr3Q1KTwr3Q1K99Tw/99K< 297Tw/99K< 297120. m 80 SO 必# ЗБЗ120. m 80 SO 必# ЗБЗ切方J切方Jч90 •poqduvoxч90 •poqduvox
Twr3Q1K
Twr3Q1K
9
9
Tw/99K
< 297
Tw/99K
< 297
120. m 80 SO 必# ЗБЗ
120. m 80 SO 必# ЗБЗ
切方J
切方J
ч90 •poqduvox
ч90 •poqduvox
Рис. 11.26. Относительные характеристики абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины при обогревании генератора паром или горячей водой (а) и при ' обогревании водой (@ в диапазоне температур 363—393 К
правильного выбора машины при проектировании холодильных станций для конкретных объектов, так как при выполнении техникоэкономического сопоставления различных типов холодильных машин одним из основных условий является наличие их характеристик.
На рис. ] 1.26 приведены относительные характеристики абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины. С их помощью можно определить, на сколько увеличится или уменьшится (%) производительность машины относительно номинального значения, принятого за )00 %. Из приведенных характеристик следует, что холодопроизводительность машин в значительной степени зависит от изменения температуры охлажденной воды % на выходе из испарителя и от изменения температуры охлаждающей воды Twi на входе в абсорбер. Изменение температуры греющей воды & на входе в генератор оказывает меньшее влияние на изменение холодопроизводительности, чем указанные выше температуры % и Twl.
При наличии греющих источников с температурой 140150 ℃ и выше термодинамически выгоднее осуществить цикл абсорбционной бромистолитиевой машины для получения холода со ступенчатыми процессами генерации, благодаря чему повышается тепловой коэффициент. При этом раствор выпаривается последовательно в двух* или более ступенях генератора, где давление изменяется от
(реющии呼очник(реющии呼очникВ градирнюВ градирнюАЛЛАЛАЛЛАЛииРис. 11.27. Принципиальная схема (а) и действительные процессы в Е — г- диаграмме (6) абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией раствора: генераторы ступени вне。》Рис. 11.27. Принципиальная схема (а) и действительные процессы в Е — г- диаграмме (6) абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией раствора: генераторы ступени вне。》"~вода"~водаJ V 二/^^Охлпжда-J V 二/^^Охлпжда-3 乙号-X-A3 乙号-X-A7 =■ конденсатор; 2「испаритель; 3 — абсорб, кого и низкого давления; ТО* Т027 =■ конденсатор; 2「испаритель; 3 — абсорб, кого и низкого давления; ТО* Т02
(реющии呼очник
(реющии呼очник
В градирню
В градирню
АЛЛАЛ
АЛЛАЛ
и
и
Рис. 11.27. Принципиальная схема (а) и действительные процессы в Е — г- диаграмме (6) абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией раствора: генераторы ступени вне。》
Рис. 11.27. Принципиальная схема (а) и действительные процессы в Е — г- диаграмме (6) абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией раствора: генераторы ступени вне。》
"~вода
"~вода
J V 二/^
^Охлпжда-
J V 二/^
^Охлпжда-
3 乙号-X-A
3 乙号-X-A
7 =■ конденсатор; 2「испаритель; 3 — абсорб, кого и низкого давления; ТО* Т02
7 =■ конденсатор; 2「испаритель; 3 — абсорб, кого и низкого давления; ТО* Т02
более высокого в верхней ступени до более низкого, определяемого температурой охлаждающей воды. Благодаря этому теплота конден- саинн хладагента частично используется в цикле машины. Принципиальная схема абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины с двухступенчатой генерацией раствора приведена на рнс. 11.27, а. В обычную схему машины типа АБХА-2500 добавляется ступень высокого давления, включающая генератор высокого давления Г】и растворный теплообменник ТО» Процессы машины
растворные ■'теплообменники
в области раствора осуществляются следующим образом (рис. 11.27, 6) ； 2—7 — подогрев слабого раствора в теплообменнике ТС\; 7—7,一 подогрев слабого раствора в теплообменнике ТО* 7，—5，—4, — про- несс подогрева и кипения раствора до промежуточной концентрации в ступени высокого давления /\； 4'—8’ 一 охлаждение раствора с промежуточной концентрацией в теплообменнике Т02; 8f—5—4 —— процесс кипения раствора в генераторе низкого давления Г2; 4—8 —— процесс охлаждения крепкого раствора в теплообменнике ТО" 8—2 — смешение крепкого и слабого растворов с образованием смешанного раствора состояния 9; 9——10 ——адиабатно-изобарный про- несс десорбции пара; 10—2 — процесс абсорбции пара в абсорбере. .
При параллельной подаче раствора в ступени генератора после теплообменника ТО】 процесс кипения его в ступени генератора Г1 осуществляется в направлении 5，—4〃，а в ступени генератора 厶—— в направлении 5"■—4. В настоящее время проведенье теоретические й экспериментальные исследования процессов машин с двухступен- чато访 генерацией раствора [6, 46 ], создан и испытан опытно-про- 462
мышленный образец. Теоретический тепловой коэффициент машины с двухступенчато访 генерацией раствора при последовательной подаче его через ступени высокого и низкого давлений в зависимости от параметров внешних источников имеет оптимальное значение 1,50— 1,65, т. е. в 1,5—1,8 раза выше для машины с одноступенчатой генерацией раствора, работающей при более низкой температуре греющего источника. Таким образом, при наличии на предприятиях сбросных источников теплоты с температурой на 20—30 ℃ выше необходимой для работы машины с одноступенчатой генерацией раствора, по условиям термодинамииеско访 и экономической эффективности следует применять машину с двухступенчатой генерацией раствора. Действительное значение теплового коэффициента опытно-промышленной машины с двухступенчатой генерацией раствора при параллельной его подаче в ступени высокого и низкого давлений, разработанной ВНИИхолодмашем и ИТТФ АН УССР, составляет 1,18——1,25. Необратимые потери действительных процессов машины имеют такой же характер, как и рассмотренные ранее.
Как известно, энергетическая эффективность холодильной машины зависит от температурного режима ее работы. Задачей регулирования является установление Факого режима, при котором определенным параметрам внешних источников соответствуют строго определенные параметры хладагента и абсорбента, соответствующие максимальному значению теплового коэффициента. Так, например, при определенных температурах кипения и конденсации хладагента и, следовательно, известном значении его удельной массовой холодопроизводительности тепловой коэффициент машины будет максимальным при минимально访 тепловой нагрузке на генератор. Удельная теплота последнего складывается из энтальпии пара, покидающего дефлегматор, теплоты ректификации и теплоты, необходимой для подогревания раствора в процессе его кипения, которая для водоаммиачных машин определяется из выражения
9MP = &二晶 - з
При неизменной температуре охлаждающей воды (окружающей среды) можно считать постоянными： температуру и давление конденсации пара в конденсаторе, температуру пара на выходе из дефлегматора и температуру крепкого раствора на выходе из абсорбера. Следовательно, постоянными будут также концентрации крепкого раствора & и пара 己廿 и их энтальпии. Отсюда следует, что температура и энтальпия крепкого раствора в начале кипения в генераторе (точка /°) также будут постоянными. Таким образом, тепловая нагрузка на генератор зависит от концентрации слабого раствора на выходе из аппарата.
С понижением концентрации слабого раствора Еа уменьшается значение 7аагр, так как расширяется зона дегазации 化「—— EJ. В то же время возрастает нагрузка % на ректификатор и дефлегма-
тор по той причине, что с понижением концентрации увеличивается количество водяного пара, образующегося при кипении раствора, уменьшается кратность циркуляции раствора и, следовательно, ухудшается процесс ректификации пара в ректификационной колонне генератора.
Следовательно, при регулировании работы машины необходимо поддерживать температуру греющего источника такой, чтобы высшая температура кипения раствора в генераторе (точка 2) соответствовала оптимальной кратности циркуляции, соответствующей максимальному значению теплового коэффициента. Оптимальная кратность циркуляции раствора поддерживается регулированием производительности насоса крепкого раствора.
Глава 12
РЕГУЛИРОВАНИЕ И АВТОМАТИЗАЦИЯ. АГРЕГАТИРОВАНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Задача регулирования холодильной машины состоит в том, чтобы добиться поддержания определенной температуры охлаждаемого объекта, которая имеет тенденцию изменяться под воздействием внутренних и внешних теплопритоков.
Системы автоматизации решают комплекс задач по управлению работой холодильной машины. Автоматическое регулирование холодильной машины позволяет обеспечить точность поддержания заданных параметров, что сокращает потери продуктов в холодильной камере, способствует сохранению их качества, снижает эксплуатационные затраты, увеличивает срок службы холодильного оборудования в результате поддержания оптимального режима его эксплуатации. Применение приборов автоматической защиты позволяет предупредить аварийные режимы.
Регулирование работы холодильных машин
Способы регулирования холодопроизводительности. Установление температуры в охлаждаемом помещении. Температура охлаждаемого объекта зависит от температуры кипения рабочего вещества, которая самоустанавливается в зависимости от производительности компрессора, испарителя и конденсатора. На рис. 12.1 показана зависимость холодопроизводительности компрессора QK и испарителя Qo от температуры кипения при постоянной температуре конденсации. Пересечение линий QK и QOi определяет рабочую точку А. Перпендикуляр, опущенный из точки А на ось абсцисс, дает значе* ние температуры кипения 70. При этом линия, характеризующая расходную характеристику дроссельного вентиля (^др, должна про- ходить через точку Л. Если изменится зависимость компрессора Qk = f (丁。) и станет QK1 = /х (70) (рис. 12.1) при неизменной характеристике испарителя Qo = f(2), то рабочая точка переместится в точку А1 и температура кипения примет новое значение Т。〕Рас* ходиую характеристику дроссельного вентиля необходимо изме-. нить таким образом, чтобы она проходила через точку &. Здесь следует подчеркнуть пассивную роль дроссельного вентиля. Температура кипения устанавливается не в результате степени открытия дроссельного вентиля» а в результате изменения холодопроизводи-
тельности компрессора. Степень открытия дроссельного вентиля должна соответствовать рабочей точке холодильной машины. В противном случае машина будет работать в неустановившемся режиме.
Установление нового значения температуры кипения TOi может произойти и при изменении характеристики испарителя Qo = f (^о)- Такое же значение температуры кипения Т^ установится в испарителе холодильной машины, если при зависимости компрессора QK 口 =f (TJ характеристика испарителя Qo = f (To) изменится и станет Q02 = " (TJ (рис. 12.1). Расходная характеристика дроссельного вентиля также должна измениться и принять новое значение QflP 2.
Таким образом, для изменения температуры в охлаждаемом по-
мещениимещенииили для поддержанияили для поддержанияшинышиныв нем постоянной температуры (при изменении теплопритоков в этом помещении) необходимо изменять холодопроизводительность компрессора (или компрессоров), т. е. регулировать их холодопроизводительность. Различают две си* стемы изменения холодопроизводительности: плавную и позиционную (ступенчатую).
мещении
мещении
или для поддержания
или для поддержания
шины
шины
Плавное регулирование холодопроизводительности. Этот способ регулирования может реализоваться в компрессионных холодильных машинах с помощью внешних и встроенных устройств.
К внешним относят регулирующие устройства, устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасываю-К внешним относят регулирующие устройства, устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасываю-а У 一一 — _ » - ■— — —* * w 亠■ * ▲丄 х ■ j а чу ^^'—711 l_ia JI CJ ^^L Cl 4^ 131 X^ ^1IV/
К внешним относят регулирующие устройства, устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасываю-
К внешним относят регулирующие устройства, устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасываю-
щую (байпасы). Регулирование холодопроизводительности перепу- .ском пара из линии нагнетания в линию всасывания (байпасирова- _.ние) практически можно использовать на всех компрессионных холо-:
дильных машинах. Однако этот способ регулирования невыгоден : из-за потерь потенциальной энергии сжатого пара. Кроме того, по-
一 вышается температура всасывания, что увеличивает работу сжатия и ведет к повышению температуры нагнетания. Регулирование в этом случае осуществляется посредством установки регулирующих вентилей между линиями нагнетания и всасывания, которые открываются и закрываются по сигналу от датчика давления или температуры.
К внешним устройствам относят также дросселирование пара на всасывании, которое состоит в том, что компрессор с помощью автоматического регулятора давления переводится на работу с более низким давлением всасывания, в результате чего его холодопроизводительность уменьшается. Эта система имеет ограниченное применение, так как при понижении давления всасывания увеличивается степень повышения давления и температурная напряженность компрессора. Это ведет к снижению холодильного коэффициен- 466
та. Дросселирование на всасывании применяется при необходимости регулироЕания холодопроизводительности- на компрессорах, не оборудованных специальными устройствами.
Перспективным является регулирование холодопро изводителъ - ности путем изменения частоты вращения привода компрессора, что также относится к внешним устройствам.
- Встроенными являются устройства, изменяющие внутренние параметры компрессоров. В поршневых компрессорах могут применяться золотники, связывающие полость цилиндра с всасывающей полостью, а также устройства, плавно изменяющие мертвый объем цилиндров. В винтовых компрессорах золотник изменяет эф
Рис. 12.2. Периодическая работа холодильной машиныРис. 12.2. Периодическая работа холодильной машиныфективную длину винтов, в результате чего регулируется холодопроизводительность. В центробежных компрессорах применяют входной регулирующий аппарата и диффузор с поворотными лопатками.
Рис. 12.2. Периодическая работа холодильной машины
Рис. 12.2. Периодическая работа холодильной машины
В теплоиспользующих холодильных машинах для плавного регулирования холодопроизводительности используются управляемые клапаны, изменяющие расход греющих или охлаждающих сред.
Плавное регулирование хо
лодопроизводительности используется, как правило, в системах t малой тепловой инерцией и с быстро изменяющейся нагрузкой.
Позиционное (ступенчатое) регулирование холодопроизводительности. Эта система меняет холодопроизводительность скачками (ступенями). В зависимости от числа ступеней могут быть двух-, трех- и многопозиционные системы. Позиционное регулирование по своим свойствам может приближаться к плавному в том случае, когда размах колебаний мал, а частота относительно велика.
Позиционное изменение холодопроизводительности используется в основном в холодильных машинах с поршневыми компрессорами. Наиболее распространенным является способ «пуск——остановка» компрессора. Если в холодильной машине один компрессор, то осуществляется двухпозиционное регулирование, если несколько ——
многопозиционное.
Рассмотрим двухпозиционное регулирование. При периодической работе холодильной машины (рис. 12.2) температура кипения То понижается от Т01 до Т02. Компрессор останавливается, когда температура кипения достигает значения Г02, но теплоприток к испарителю продолжается. После того как температура рабочего вещества в испарителе снова достигает значения 7“，компрессор включается и период повторяется. Таким образом, каждый период тц состоит из двух частей； первой части, в которой компрессор включен (тр), и второй части, в продолжение которой компрессор не работает (тнр)-
После пуска холодильная машина проходит две стадии: неупорядоченный процесс и упорядоченный процесс неустановившегося теплового состояния. К первой стадии следует отнести период разгона компрессора, переход дроссельного устройства в рабочее положение, время заполнения испарителя до нормы жидким рабочим веществом ил и удалении избыточного количества жидкого рабочего вещества. После завершения первой стадии наступает вторая, которая длится до выключения компрессора и характеризуется постоянным понижением температуры кипения.
Периодическая работа холодильной машины рассматривается в специальной литературе [7, 43 ].
В настоящее время достаточно широко распространен способ изменения холодопроизводительности отключением части цилиндров в многоцилиндровых компрессорах. Отключение цилиндров происходит путем отжима всасывающих клапанов с помощью механических толкателей, которые приводятся в 一 движение гидравлическим, пневматическим или электромагнитным приводами.
В отечественном холодильном машиностроении для холодильных машин с поршневыми компрессорами применяют разработанную ВНИИхолодмашем систему электронного регулирования произво* дительности компрессоров. В основу этого регулирования положен принцип воздействия на всасывающие клапаны электромагнитного поля [45 ].
Построение характеристик холодильных машин. При проектировании систем автоматического регулирования холодильных машин необходимо знать ее характеристику. В каталогах холодильного оборудования и другой специальной литературе приводятся зависимости холодопроизводительности Qo и потребляемой мощности Ne от температуры кипения 丁。при постоянных значениях температуры конденсации Гк. Однако эти зависимости не могут являться характеристиками холодильной машины, так как в них не отражена связь с окружающей средой и источником низкой температуры.
Характеристикой машины является зависимость холодопроизводительности, расхода энергии, охлаждающей воды или воздуха, от внешних условий, т. е. от температуры окружающей среды и источника низкой температуры.
Построение характеристик должно базироваться на уравнении теплового баланса холодильной машины, когда меняются во времени параметры рабочего вещества и внешних источников. Уравнение теплового баланса должно отражать изменение тепловых нагрузок, связанных с теплоемкостями объекта охлаждения и самой машины. Это усложняет решение задачи, однако, если ввести ряд допущений, то приближенное построение характеристики машины становится сравнительно простым. Таким допущением является ступенчатое рассмотрение режима работы, т. е. замена нестационарного режима рядом стационарных [47 ].
На рис. 12.3 показана характеристика холодильной машины, построенная в зависимости от внешних условий. Эта характеристика 468
Рис. 12.3. Построение характеристики холодильной машины
состоит из четырех зависимостей, которые строятся по известным уравнениям.
Теплота, которая подводится к рабочему веществу в испарителе Qo> определяется по уравнению
Qq = к『н(Г§— То), (12.1)
где Ts—средняя температура теплоносителя;尼打，FH —коэффициент теплопередачи и теплопередающая поверхность испарителя. Данная зависимость показана на рис. 12.3, а.
Холодопроизводительность компрессора, определенная по урзв- нению
Qo = Wt%, (12.2) представлена на рис. 12.3, б.
Адиабатная работа компрессора (рис. 12.3, в) определяется по выражению
La = Ga& (12.3) где Ga ——массовый расход рабочего вещества, циркулирующего в машине; /а — удельная работа адиабатного процесса сжатия в компрессоре.
Тепловой поток, который отдается в конденсаторе окружающей сред序 Q, равен
Q = kKFn (Th 一 Т^, (12.4) где Tw —средняя температура воды в конденсаторе；机，& — коэффициент теплопередачи и площадь теплопередающей поверхности конденсатора. Эта зависимость показана на рис. 12.3, г.
Характеристика холодильной машины, построенная по формул ам (12.1)—(12.4), дает возможность показать взаимосвязь различных параметров холодильной машины.
Так, например, если известна холодопроизводительность машины Qo и средняя температура теплоносителя Т；, то в испарителе установится температура кипения То (рис. 12.3, а). Температура конденсации Тк определится по зависимости, показанной на рис, 12.3, 6,
в соответствии с холодопроизводительностью компрессора Q6 и температурой кипения ТА.
Работа, затраченная на сжатие рабочего вещества в компрессоре Аа при температуре кипения 北 и температуре конденсации Т；,
определяется по зависимости, показанной на рис. 12.3,仇
По уравнению теплового баланса холодильной машины определяется тепловой поток на конденсатор Q'
Q' = Q6 + ". (12.5)
По температуре конденсации 7\ и тепловому потоку 0 можно о предел ить среднюю температуру охлаждающей воды 九，а также расход воды на конденсатор.
При построении характеристики машины необходимо учитывать, что при переходе от одного режима к другому часть холодопроизводительности расходуется на охлаждение испарителя (если Т© понижается) и холодопроизводительность увеличивается, если Т© повышается. Изменение холодопроизводительности приближенно можно учесть, если известны масса и теплоемкость испарителя (водяной эквивалент испарителя), тогда
AQo = G4, (12.6)
где Gw ——водяной эквивалент испарителя; АТ。——изменение температуры кипения.
В том случае, когда при изменении режима меняется и температура конденсации 丁冃,то с помощью водяного эквивалента конденсатора можно учесть изменение расхода воды на конденсатор. Если объектом охлаждения является холодильная камера, то в переменном режиме кроме теплопритоков извне необходимо учитывать теплоемкость стен камеры, хранящихся в ней продуктов, и т. д.
Характеристика холодильной машины, представленная на рис, 12.3, показывает взаимосвязь всех элементов холодильной машины и параметров ее работы. Так как при изменении любой из этих величин остальные параметры также меняются.
Автоматизация работы холодильных машин
Автоматизация испарителей. Показатели заполнения испарителей, Такими показателями, которые отражают степень запол- .нения жидким рабочим веществом, являются сухость и перегрев пара на выходе из испарителя. При недостаточной подаче жидкого рабочего вещества уровень жидкости в нем понижается. Это ведет к увеличению сухости пара и перегрева его на выходе из испарителя. Подача рабочего вещества в испаритель в количестве большем, чем может в нем испариться под действием теплового потока, приводит
к переполнению испарителя и к уменьшению сухости и перегрева пара на выходе из испарителя. Сухость пара является наиболее объективным параметром, однако отсутствие простых методов ее измерения не позволяет использовать этот параметр показателя заполнения. Поэтому наиболее распространенным параметром, применяемым для контроля заполнения испарителя рабочим веществом, является перегрев пара на выходе из испарителя. Существуют достаточно простые методы измерения перегрева. Для этого достаточно измерить температуру пара, выходящего из испарителя, и температуру кипения и затем найти их разность.
При проектировании систем питания испарителей необходимо учитывать то обстоятельство, что давление кипения может меняться по мере движения кипящего рабочего вещества от выхода к входу в испарителях с внутритрубным кипением из-за гидравлических сопротивлений. В испарителях с ■ кипением в межтрубном пространстве давление и температура кипения меняются вследствие гидростатического давления жидкости в испарителе. Кроме того, практически всегда на выходе из испарителя в потоке пара присутствует жидкая фаза (особенно это проявляется при работе на хладонах ■ с растворенным маслом). Таким образом, поток на выходе является пературы пара, выходящего
Рис. 12.4. Схема измерения уровня жидкого рабочего вещества в испарителеРис. 12.4. Схема измерения уровня жидкого рабочего вещества в испарителенеоднородным и значение тем- зависит от способа еенеоднородным и значение тем- зависит от способа ееиз испарителяиз испарителяизмерения.
Рис. 12.4. Схема измерения уровня жидкого рабочего вещества в испарителе
Рис. 12.4. Схема измерения уровня жидкого рабочего вещества в испарителе
неоднородным и значение тем- зависит от способа ее
неоднородным и значение тем- зависит от способа ее
из испарителя
из испарителя
Несмотря на эти явления, перегрев пара на выходе из испарителя является достаточно удобным показателем заполнения н может применяться для любого рабочего вещества. Следует отметить, что перегрев можно использовать как показатель только в том случае, когда часть испарителя предназначена дая создания перегрева. В аппаратах, где такая поверхность отсутствует, перегрев как показатель заполнения неприемлем.
Для испарителей затопленного типа, а также для аппаратов, где нельзя использовать в качестве показателя заполнения перегрев, используется уровень рабочего вещества в испарителе.
Наиболее просто и надежно можно использовать уровень как показатель заполнения для рабочих веществ, которые взаимно не растворяются с маслом, например аммиак и углеводороды. Это связано с тем, что кипение не сопровождается бурным пенообразован ием и пар легко удаляется из жидкости. Для измерения и регулирования уровня чаще всего используется принцип сообщающихся сосудов. Уровень жидкости в сосуде 〃，который соединен с испари-
телем / жидкостной и паровой уравнительными линиями, зависит от уровня жидкости в испарителе (рис. 12.4). Уровень жидкого рабочего вещества в испарителе несколько выше, чем в измерительном сосуде. Это объясняется тем, что степень насыщения жидкости паром зависит от удельного теплового потока, который в испарителе значительно больше, чем в измерительном сосуде. Поэтому плотность кипящего рабочего вещества в испарителе меньше, чем в измерит ельном сосуде. Это обстоятельство следует учитывать при проектировании систем заполнения.
Значительная сложность при использовании уровня жидкости 、в качестве показателя заполнения возникает при работе на хладонах. Наличие в хладе не растворенного масла приводит к бурному пено- образованию при кипении, в результате чего плотность кипящей смеси значительно уменьшается, а в ряде случаев использование уровня в качестве показателя заполнения становится невозможным. Существуют методы измерения и преобразования уровня, не связанные с применением сообщающихся сосудов. При этом чувствительный элемент вводится непосредственно в полость испарителя. Некоторые из таких методов можно использовать даже в тех случаях, когда во время работы исчезает граница раздела сред [43 ],
Если при постоянной температуре источника низкой температуры уменьшить количество подаваемого жидкого рабочего вещества в испаритель, то уменьшается и площадь активной теплопередающей поверхности. При этом изменится характеристика испарителя и понизятся температура и давление кипения. Следовательно, температура (или давление) кипения могут служить показателями заполнения испарителя. Однако на температуру кипения оказывают влияние температура конденсации, тепловой поток, изменение качества теплопередающей поверхности и другие факторы. Таким образом, надежная связь между температурой кипения и уровнем заполнения испарителя может сохраняться только при исключении указанных факторов, что выполнить достаточно сложно. Поэтому - этот показатель заполнения испарителя применяется крайне редко.
Способы автоматического заполнения рабочим веществом испарителей. Одним из способов заполнения испарителя рабочим веществом является способ, использующий в качестве показателя заполнения перегрев рабочего вещества на выходе из испарителя. Этот способ заполнения может быть плавным и позиционным. В качестве плавного автоматического регулятора подачи рабочего вещества, использующего перегрев как показатель заполнения испарителя, широко применяются терморегулирующие вентили (ТРВ).
Принципиальная схема системы с ТРВ показана на рис. 12.5. ТРВ (/) устанавливается на линии жидкого рабочего вещества между конденсатором и испарителем (〃)，в нем происходит дросселирование рабочего вещества от давления конденсации 卩片 до давления кипения р0.
При изменении перегрева пара на выходе из испарителя меняется давление вещества, которое заполняет термосистему, состоящую из термобаллона 4, капиллярной трубки 2 и мембраны /・ Чаще всего
жидкая фаза вещества, заполняющего термосистему, находится в термобаллоне, а пар заполняет капилляр и полость над мембраной. Иногда в термобаллон вводят твердый поглотитель и весь контур заполняют газом. В общих случаях давление над мембраной зависит от температуры термобаллона, которая соответствует температуре пара, выходящего из испарителя. Чем выше температура, тем выше давление. Полость под мембраной соединена со всасывающим трубопроводом, причем трубка 3 подсоединяется ко всасывающему трубо* проводу в том месте, где установлен термобаллон. Таким образом, к мембране приложены два давления: сверху давление, соответству-
ющее температуре перегрева, снизу — соответствующее температуре кипения. Развиваемая мембраной сила пропорциональна разности температур выхода пара из испарителя и кипения, т. е. пропорциональна перегреву.
Сила от мембраны / передается штоку 7, на конце которого за， креплен запорный клапан, являющийся регулирующим органом. При движении последнего вниз увеличивается проходное сечение дроссельного отверстия и, следовательно, расход рабочего вещества. Таким образом, при увеличении перегрева повышается количество рабочего вещества, поступающего в испаритель. Снизу к клапану приложена сила пружины 6. С помощью регулировочного винта <5 можно установить необходимый перегрев.
При создании, системы заполнения испарителя необходимо учитывать, что ТРВ должен обеспечить нормальное заполнение испарителя как при наибольшей холодопроизводительности машины, так и при самой малой.
Для систем заполнения испарителя можно использовать два или более ТРВ в тех случаях, когда имеющиеся в распоряжении регуляторы по своим характеристикам не подходят для обеспечения максимальной холодопроизводительности машины или когда холодопроизводительность понижается до уровня ниже 0,1 номинальной.
Существует ряд факторов, отрицательно влияющих на устойчивость системы заполнения испарителя. Большинство из них обусловлено стремлением работать с возможно меньшими перегревами в испарителе, так как чрезмерное заполнение испарителей, особенно работающих на хладонах, вызывает нестабильность температуры пара иа выходе из испарителя. Причем эти изменения температуры носят случайный характер и зависят от типа испарителя, рабочего вещества и качества растворенного в нем масла, температуры кипения и др. Однако основное влияние на эти изменения оказывает степень заполнения испарителя. Чем она больше, тем колебания перегрева значительнее. Колебания воспринимает термосистема ТРВ и при неблагоприятных условиях это может привести к большим колеба- ■ ниям в системе заполнения и выходу из строя машины.
Устойчивости системы можно добиться увеличением регулируемого перегрева, что приводит к некоторым потерям поверхности испарителя, в то же время обеспечивает надежную работу системы заполнения испарителя. Практически устойчивая работа системы начинается при перегреве от 3 до 6 ℃ в зависимости от конкретных условий.
Для испарителей, имеющих значительный объем по рабочему веществу, применяют позиционную систему заполнения, которая также в качестве показателя заполнения использует перегрев пара на выходе из испарителя.
На рис. 12,6 показана двухпозиционная система заполнения кожухотрубного испарителя / по перегреву пара. Термометры сопротивления Н установлены на входе рабочего вещества в испаритель и на выходе пара из испарителя и эти термометры воспринимают температуру кипения и температуру перегретого пара. Сигналы от термометров сопротивления поступают в реле разности температур - ///, которое управляет электромагнитным вентилем IV. После электромагнитного вентиля устанавливается ручной дроссельный вентиль V (или диафрагма постоянного сечения), в котором проис-、 ходит дросселирование рабочего вещества от давления конденсации до давления кипения.
Когда электромагнитный вентиль закрыт и рабочее вещество не поступает в испаритель, перегрев пара на выходе из испарителя растет. При достижении максимального заданного значения перегрева срабатывает реле разности температур и открывается электромагнитный вентиль. Рабочее вещество начинает поступать в испаритель. Расход рабочего вещества выбирается так, чтобы он был больше, чем испаряется в испарителе. В результате этого уровень рабочего вещества в испарителе повышается и перегрев уменьшается. При достижении минимального заданного значения перегрева происходит обратное срабатывание реле разности температур и электромагнитный вентиль закрывается. Во избежание больших колебаний перегрева, которые могут нарушить работу компрессора, применяют реле разности температур с высокой чувствительностью (0,1—0,3 ℃). В некоторых случаях термометры сопротивления устанавливаются непосредственно в обечайке испарителя [43 ].
Двухпозиционная система заполнения по перегреву предназначена главным образом для кожухотрубных хладоновых испарителей.
Другим способом заполнения рабочим веществом испарителя является способ, использующий в качестве показателя заполнения уровень рабочего вещества в испарителе. Этот способ может быть так же, как и предыдущий, плавным н позиционным.
Наиболее распространенными являются регуляторы, в которых уровень преобразуется в механическое перемещение с помощью поплавковых преобразователей. При этом поплавок обычно расположен в выносной камере, которая связана с испарителем как
Рис. 12.6. Двухпозиционная система заполиеиия испарителя по перегреву параРис. 12.6. Двухпозиционная система заполиеиия испарителя по перегреву параРнс. 12.7. Плавная система заполнения испарителя по уровнюРнс. 12.7. Плавная система заполнения испарителя по уровню
Рис. 12.6. Двухпозиционная система заполиеиия испарителя по перегреву пара
Рис. 12.6. Двухпозиционная система заполиеиия испарителя по перегреву пара
Рнс. 12.7. Плавная система заполнения испарителя по уровню
Рнс. 12.7. Плавная система заполнения испарителя по уровню
действия такой системы показан на рис. 12.7. Система состоит из испарителя / и регулятора уровня //. В состав регулятора уровня входит преобразователь уровня / и регулирующий орган 2. В схеме преобразователь уровня и испаритель являются сообщающимися сосудами. Уровень рабочего вещества в испарителе воспроизводится в преобразователе при помощи уравнительных трубок. Дросселирование осуществляется в регулирующем органе. При повышении уровня в испарителе регулирующий орган уменьшает подачу рабочего вещества, при понижении — повышает. В позиционной системе (рис. 12.8) в качестве регулирующего органа чаще всего применяется электромагнитный вентиль 2, который по сигналу преобразователя уровня 7 открывается или закрывается. Дросселирование происходит в ручном регулирующем вентиле 3 (или шайбе), который предварительно настраивается. Перечисленные выше системы заполнения испарителя, в которых показателем заполнения является уровень рабочего вещества в испарителе, часто называют регуляторами уровня низкого давления.
Менее распространенными являются регуляторы уровня высокого давления. Система заполнения испарителя с использованием регул5ггоров уровня высокого давления показана иа рис. 12.9.
Такую систему называют системой с полным отводом жидкости из конденсатора. '
На сливной линии из конденсатора 7 устанавливается регулятор уровня 2： клапан которого открывается по мере накопления в регуляторе жидкого рабочего вещества и перепускает его в испаритель 3, Дросселирование происходит в дроссельной шайбе, установленной на выходе из регулятора. Особенность холодильно立 машины с данной системой заполнения испарителя заключается в том, что в машину заправляется строго определенное количество рабочего вещества. Нормальное заполнение испарителя в системе с регулятором уровня высокого давления обеспечивается в сравнительно узком диапазоне режимов работы, поэтому такую систему можно применять в основном в машинах с постоянными условиями работы.
Рис. 12.8. Двухпозиционная система Рис. 12.9. Система заполнения испари- заполнения испарителя по уровню теля с регулятором уровня высокого давленияРис. 12.8. Двухпозиционная система Рис. 12.9. Система заполнения испари- заполнения испарителя по уровню теля с регулятором уровня высокого давления
Рис. 12.8. Двухпозиционная система Рис. 12.9. Система заполнения испари- заполнения испарителя по уровню теля с регулятором уровня высокого давления
Рис. 12.8. Двухпозиционная система Рис. 12.9. Система заполнения испари- заполнения испарителя по уровню теля с регулятором уровня высокого давления
Эта система широко применяется в холодильных машинах с центробежными компрессорами.一
Автоматизация конденсаторов. Необходимость регулирования температуры конденсации. При проектировании холодильных машин поверхность конденсатора выбирают из условия максимально допустимого давления конденсации и максимальной температуры окружающей среды (воды или воздуха). При более низкой температуре окружающей среды давление конденсации снижается, степень повышения давления уменьшается, поэтому энергетические затраты： на производство холода сокращаются. Таким образом, если исходить только из этих затрат, то регулировать давление конденсации не следует. Однако в большинстве случаев следует учитывать и другие факторы: расход охлаждающей воды и изменение пропускной способности регуляторов заполнения рабочим веществом испарите-- лей.
Расход охлаждающей воды имеет большое значение для холо- дильных машин, конденсаторы которых охлаждаются водопроводной водой (например, машины торгового типа, не оснащенные устрой- ствами для рециркуляции воды). Такие машины работают, как правило, в режиме пуск—остановка, поэтому экономию воды получают
как в рабочем режиме, так и путем прекращения ее подачи во время стоянки. .
Пропускная способность регуляторов уменьшается из-за понижения давления конденсации, холодопроизводительность компрессоров при этом растет, что требует увеличения подачи жидкости в испаритель. Сочетание характеристик регулятора (например, ТРВ) и компрессора может не обеспечить нормальную работу машины. В зависимости от типа конденсатора и окружающей среды применяются различные способы поддержания давления конденсации
в заданных пределах.
Конденсаторы с водяным охлаждением. К автоматизации конденсаторов с водяным охлаждением прибегают при необходимости экономить воду и когда температура ]охлаждающей воды может изменяться
Vв широких пределах. Регулирование
Рис. 12.11. Схема с принудительным прекращением подачи воды на конденсаторРис. 12.11. Схема с принудительным прекращением подачи воды на конденсатор
Рис. 12.11. Схема с принудительным прекращением подачи воды на конденсатор
Рис. 12.11. Схема с принудительным прекращением подачи воды на конденсатор
производится в основном способом изменения расхода воды. На рис. 12.10 показана схема включения водорегулятора 1, чувствительный элемент которого 2 подсоединен к нагнетательному трубопроводу (или верхней части конденсатора 3). Регулирующий орган 4 установлен на водяном трубопроводе. Клапан регулирующего органа закрыт, если давление конденсации ниже заданного давления. При повышении давления конденсации клапан плавно открывается и устанавливается в определенном положении. При понижении давления конденсации проходное сечение клапана уменьшается.
Многие холодильные машины, потребляющие водопроводную воду, работают в режиме «пуск —остановка» с практически постоянной холодопроизводительностью во время рабочего периода. В машинах с водорегуляторами прекращение подачи воды после остановки компрессора происходит только после охлаждения конденсатора, что связано с дополнительными расходами воды. Поэтому в таких машинах вместо водорегулятора можно применить электромагнитный и ручной регулирующий вентиль (рис. 12.11).
Настройка ручного регулирующего вентиля / производится для сез-онных значений температуры воды. В автоматическом режиме
ления конденсации методом подтопленияления конденсации методом подтопленияих работу без конденсации вих работу без конденсации вдавления конденсациидавления конденсацииявляется изме-является изме-поверхности конденсатора,поверхности конденсатора,
ления конденсации методом подтопления
ления конденсации методом подтопления
их работу без конденсации в
их работу без конденсации в
давления конденсации
давления конденсации
является изме-
является изме-
поверхности конденсатора,
поверхности конденсатора,
электромагнитный вентиль 2 по сигналу из схемы автоматического управления открывается при пуске и закрывается при остановке компрессора. Тем самым вода автоматически подается в конденсатор 3, а при остановке подача воды прекращается. Есть и другие способы регулирования температуры конденсации в конденсаторах с водяным охлаждением [54 L
Конденсаторы с воздушным охлаждением. Эти конденсаторы в большей степени, чем конденсаторы с водяным охлаждением, подвержены изменениям охлаждающей среды. Иногда конденсаторы машин с круглогодичным функционированием охлаждаются воздухом
с отрицательной температурой, что
практически исключает поддержания давления допустимых пределах.
Одним из способов регулирования
■некие скорости или расхода воздуха. Этот способ осуществляется с помощью жалюзей или заслонок, путем изменения угла поворота лопастей вентилятора. При понижении давления конденсации ниже заданной величины жалюзи прикрываются, скорость воздуха при обтекании теплообменных трубок конденсатора уменьшается, что влечет за собой уменьшение коэффициента теплопередачи и роста температуры кон-' денсации.
Повышения температуры конденсации можно добиться также уменьшением эффективной теллопередающей что можно осуществить подтоплением
конденсатора жидким рабочим веществом. Одна из схем автоматического регулирования температуры конденсации указанным методом показана на рис. 12.12. Между конденсатором / и ресивером 3 установлен клапан регулятора давления 2, чувствительный элемент которого воспринимает давление конденсации. Налинии, соединяющей ресивер с паровой частью конденсатора, установлен клапан второго регулятора давления 4. Первый регулятор давления 2 поддерживает постоянное давление в ^вденсаторе (регулятор давления «до себя»), второй регулятор 4 поддерживает постоянное давление в ресивере (регулятор давления «после себя»). При понижении температуры воздуха, вызывающей понижение давления конденсации, клапан регулятора 2 прикрывается. В результате этого увеличивается сопротивление линии, соединяющей конденсатор с ресивером, что вызывает повышение уровня рабочего вещества в конденсаторе и уменьшение активно работающей поверхности конденсатора. В связи с тем, что на линии, соединяющей конденсатор и ресивер, появляется дополнительное сопротивление (прикрытый клапан регу^ 478
лятора 2), давление в ресивере начнет понижаться, это вызовет открытие клапана регулятора 4 и давление в ресивере снова будет соответствовать давлению конденсации.
Т акая система обеспечивает нормальное функционирование устройств заполнения испарителей при существенном понижений температуры охлаждающего воздуха.
В конденсаторах, состоящих из нескольких секций с индивидуальными вентиляторами, можно поддерживать температуру конденсации при понижении температуры воздуха путем выключения отдельных вентиляторов. При этом создается позиционная система регулирования, в которой реле, управляющие работой вентиляторов, настраиваются со сдвигом относительно друг друга.
Способы защиты холодильных машин от опасных режимов. Остановка холодильной машины. В процессе работы холодильной машины из-за отказов отдельных узлов или агрегатов или из-за нарушений в системах энерго- и водоснабжения могут' возникать опасные режимы: повышение давления нагнетания; понижения давления всасывания; повышение температуры нагнетания; прекращение подачи смазки к трущимся деталям; отсутствие охлаждающей воды; нарушение в системе заполнения испарителя и т. д. Защита холодильных машин включает в себя комплекс технических мероприятий, обеспечивающих безопасную их эксплуатацию. Одним из способов защиты является остановка машины, которая осуществляется с помощью системы автоматической защиты (САЗ), САЗ состоит из первичных устройств реле защиты и электрической схемы, которая преобразует сигналы от реле защиты в сигнал остановки, передаваемый в схему автоматического управления.
САЗ может быть однократного действия с. повторным включением и комбинированной. САЗ однократного действия производит остановку машины при срабатывании любого реле защиты и не дает возможности автоматического пуска машины без вмешательства обслуживающего персонала, САЗ этого типа применяется преимущественно на крупных и средних машинах. Если машина работает без постоянного обслуживания, то САЗ дополняется сигнализацией для вызова персонала. САЗ с повторным включением останавливает машину при срабатывании реле защиты и дает возможность ее автоматического включения при возврате реле в нормальное состояние. Такую систему применяют, как правило, в малых машинах торгового типа,
В комбинированных САЗ реле защиты, которые контролируют наиболее опасные параметры, включают в электрическую схему однократного действия. Часть реле, контролирующее менее опасные параметры, включается в схему с повторным включением. Существует также разновидность защиты, которая называется блокировкой. Блокировка исключает пуск машины в том случае, если не выполняется заданный порядок пуска агрегатов. Блокировку обычно делают по схеме с повторным включением.
Включение аварийных устройств. К аварийным устройствам относится сигнализация об аварийных режимах, которая устанавли-
вается на крупных машинах. Это делается для того, чтобы избежать остановки машины. Аварийная сигнализация информирует обслуживающий персонал о срабатывании защиты и расшифровывает м конкретную причину нарушения нормального режима работы. Сиг-孑 нализация может включить аварийную вентиляцию при повышении ；? в воздухе взрыво- и пожароопасных, а также токсических рабочих < веществ.
Более подробно вопросы регулирования и автоматизации холодильных машин, а также построение системы защиты и схемы автоматизации рассматриваются в специальной литературе [43 ].
Агрегатирование холодильных машин
При проектировании современных холодильных машин одним из важнейших условий является их компактность, возможность быстрого и удобного монтажа, наладки и ремонта, высокая надежность в эксплуатации. Всему этому способствует агрегатирование, т. е. создание холодильной машины с конструктивным объединением всех ее элементов в один или несколько блоков. '
Известны различные виды агрегатирования холодильных машин : малой, средней и большой холодопроизводительности. Это компрес-. сорные, компрессорно-конденсаторные, компрессорно-испарительные, аппаратные агрегаты, агрегатированные комплексные холо-攵 дильные машины. Чем больше холодопроизводительность машины, тем в большее число блоков компонуются ее элементы.'
Остановимся на отдельных видах агрегатирования холодильных : машин.
Компрессорные агрегаты. Это наиболее простой вид агрегатирования, применяющийся, как правило, в машинах средней и боль-二 шой холодопроизводительности, где сложно скомпоновать и вы-: полнить всю холодильную машину в виде отдельного агрегата— Компрессорный агрегат состоит чаще всего из компрессора, электропривода и приборов контроля и автоматической защиты. Иногда он включает в себя и вспомогательную аппаратуру, необходимую для автоматической разгрузки компрессора при пуске, а также необходимую арматуру. На рис. 12.13 показаны одноступенчатые хладоновые компрессорные агрегаты А220-2-0 и А220-2-2 с поршневыми компрессорами П220. Они включают в себя компрессор /, щит приборов 2, прибор управления и контроля 3, электродвигатель 4, железобетонную раму 5, вентиль для заправки масла 6 (для агрегата А220-2-0).
Отечественная промышленность освоила и серийно выпускает . широкую гамму компрессорных агрегатов с поршневыми, винтовыми, ротационными и центробежными холодильными компрессорами, предназначенных для работы в схеме одноступенчатых, двухступенчатых и каскадных аммиачных и хладоновых холодильных машин [46 ].
Компрессорные агрегаты с винтовыми £ центробежными ком- прессорами более широко применяются в одноступенчатых и двух- 480
ss g9gz 口 7 -WW ZO 寸 NX *ww 09? H W
冬
SL
iOS H 1 WC ^ s ^ ^^^.^s^^ 13^ f^ .2.2 I
SISS s§&- w§ -'ROEEV
i
9nH°E3H2DH
ооы>
16 П/р И. А. Сакуиа
ступенчатых холодильных машинах с холодопроизводительностью от 350 кВт и более. Агрегаты с ротационными компрессорами применяются в основном в качестве низкой ступени двухступенчатых холодильных машин.
Агрегаты двухст)гпенчатых холодильных машин являются более сложным блоком, включающим в себя значительно большее число элементов по сравнению с агрегатами одноступенчатых машин. Так, в состав двухступенчатых компрессорных агрегатов АД260-7-4 и 1АД260-7-4, выпускаемых московским заводом холодильного машиностроения «Компрессор», входят компрессорный агрегат ступени низкого давления, состоящий из винтового бустер- компрессора с электр одв и гател ем, трубопроводов и аппаратов системы маслоотделения, пульта управления и щита приборов; компрессорный агрегат ступени высокого давления, состоящий из поршневого компрессора с электродвигателем, маслоотделителя, пульта управления и щита приборов; промежуточный сосуд змеевикового типа со щитом автоматики. Масса агрегатов в объеме пооавки составляет 8290 и 8510 кг. Комплектующие части агрегатов поставляются заводом в состоянии максимальной подготовленности к выполнению монтажа и вводу линии в эксплуатацию.
Компрессорно-конденсаторные агрегаты. Наряду с указанным выше оборудованием эти агрегаты включают в себя конденсатор.
Преимущественной областью применения компрессорно-конденсаторных агрегатов являются холодильные машины с системами непосредственного охлаждения, т. е. там, где испарительная аппаратура (батареи непосредственного испарения, льдогенераторы, воздухоохладители и т. д.) в силу производственных условий расположена на значительном удалении от другого холодильного оборудования и не может быть объединена с ним в один агрегат.
В зависимости от холодопроизводительности холодильной машины компрессорно-конденсаторные агрегаты могут быть с воздушным или водяным охлаждением конденсатора. Агрегаты с конденсаторами воздушного охлаждения применяются в холодильных машинах холодопроизводительностью от 0,5 до 20 кВт. В машинах более крупной производительности вследствие больших габаритных размеров конденсаторов воздушного охлаждения и необходимости прокачивания значительных объемов воздуха объединение в один агрегат компрессора с конденсатором нецелесообразно. Агрегаты с конденсаторами проточного типа, охлаждаемыми водой, выпускаются промышленностью для машин холодопроизводительньстью от 0,5 до 200 кВт,
На рис. 12,14 показан судовой компрессорно-конденсаторный агрегат. Ряд морских компрессорно-конденсаторных агрегатов МАКЗОРЭ, МАК40РЭ, МАК60РЭ, МАК80РЭ выпускается серийно Читинским машиностроительным заводом для работы в составе судовых холодильных машин с системой непосредственного охлаждения на судах. Агрегаты работают при температурах кипения хладагента % = —304- + 10 ℃, температурах воды на входе в конденса- 482
HBJadJB
^s^o^«ylso«roKaoy^Eaow Host0Hxи T-zl 心 Ha
!备 i^^
HAaa'工QQZy / /wnw 2 7
'芟营0譽X
4
тор ZuW = —2++32℃. Габаритные и присоединительные размеры агрегатов приведены в табл. 12.1.
В состав агрегатов входят компрессор, электродвигатель, конденсатор, приборы защиты и автоматики и шкаф автоматического управления. Компрессор и электродвигатель смонтированы на кожухотрубном конденсаторе и соединены между собой муфтой с упругим элементом.
Компрессорно-испарительные агрегаты. В тех случаях, когда по соображениям экономии охлаждающей воды применяют конденсатор с воздушным охлаждением в машинах средней и крупной холодопроизводительности, его сложно скомпоновать в компрес-
Таблица 12.1
Габаритно-присоединительные размеры агрегатов
Агрегат
Габаритные размеры, мм
%, мм
А
6
в
г
Е
' 3
и
к
МАКЗОРЭ
1800
700
1260
1000
10
70
50
20
4
МАК40РЭ
1900
700
1340
1000
—
18
70
70
20
4
МАК60РЭ
2145
900
1400
1000
—
10
100
100
20
4
МАК80РЗ
2460
960
1430
1000
230
10
100
1С0
20
8
сорно-конденсаторный агрегат. Тогда конденсатор устанавливается на открытой площадке за пределами машинного зала, а компрессор вместе с электродвигателем, вспомогательной аппаратурой, приборами автоматики и испарителем проточного типа компонуют в единый компрессорно-испарительный агрегат. Это один из путей максимального агрегатирования средних н крупных холодильных машин. На рис. 12.15 показан компрессорно-испарительный агрегат холодильной машины МВТ60-1-0 (ФМВ60-1), работающей на R12. Холодопроизводительность машины 81,5 кВт при температуре хладо- носителя на выходе из испарителя 8 ℃ и температуре воздуха, подаваемого на конденсатор, 35 ℃. Машина предназначена для холо доенабжени я в засушливых районах или в районах с ограниченным водоснабжением и компонуется на базе бессальникового компрессора ПБ80.
Аппаратные агрегаты. Современные холодильные машины крупной производительности часто компонуют из двух агрегатов компрессорного и аппаратного. В зависимости от назначения холодильной машины аппарагньге агрегаты могут выполняться различной разновидности. Так, в машинах, предназначенных для охлаждения жидких теплоносителей, применяют испарительно-конденсаторные агрегаты, включающие в себя конденсатор, регулирующую станцию, испаритель и необходимую арматуру, приборы и дополнительную вспомогательную аппаратуру. В машинах, предназначенных для систем непосредственного охлаждения, компрессорный агрегат компонуется с конденсаторно-регулирующим агрегатом, который
• JSHSa^uo'aHJC-x^ 丨°°
rmwed — z ^J4s£wffi «-ля^яояшчои I -qlfHIHBS «а^дй^ак^^фаогафн I кканнавиин — ▼/odoaHdu H^SK 1 g aBSHUBd I、KOOQW&REOM ' ^—0^§e^ 0T09Iw 3xs3«a ^Oxn-BOSH IBJadJBWHqlfoIHdBUJH—OHdoauduwox ・glzl JHd '
-MOLL
02"夕必
金
Парообразный хладон^у 200
Парообразный хладонлЛу 125
%84
5
$
0
Охлаждающая вода 儿历4
Кладоно~^ । ситель z @2匆g-
1930
4865
570
g g
2400
」690
3750
0口口
Рнс. 12.16. Испарительно-конденсаторный агрегат АИК900/А: '—конденсатор; 2 厂 теплообменник; 3 — испаритель; 4 — фильтр
8xod боды 卫屮
Вход xлa8oнocumeлi
^7
Выход кладоносителя
480
冬
1500
670
800
Р
4om8.0 25
Рис. 12.17. Холодильная машина типа МКТ: 2-1 испаритель; • 2 i конденсатор; 3 — компрессор; 4 l пульт приборов; 5 —
сГ.1 1 ssssо о оо00 g g оо 8 оо 8сГо о о о о。 寸寸g g g gg g о о о o 寸寸七9 0 0 I I L I 寸寸кО О О О О。Z Zz z zZ Z z G GI IGСg s о о о о d崔СО g Z ZZ 8 8ggiо g ^■< "― *-*- *—* <— <—3о о о о о о 9 9 8 QO 8 ОО со со со со со соРО О О О О О z n z z Z7g g g11 g g g g СЧ CM CM CM Ol CMgg g g g gg 9 9 9 9 z z z z zgО О — ООО g g g g g Юg g gвО О О О О o о оо о о 666666一 CCJо。g g g 6 6 g g寸寸 寸寸9 9 9 99g g о о о о СЧ G z z z z z z z z z zУ0 оо0о06 6 G GОО 00О) СЧ СЧ O) CM O)сГ.1 1 ssssо о оо00 g g оо 8 оо 8сГо о о о о。 寸寸g g g gg g о о о o 寸寸七9 0 0 I I L I 寸寸кО О О О О。Z Zz z zZ Z z G GI IGСg s о о о о d崔СО g Z ZZ 8 8ggiо g ^■< "― *-*- *—* <— <—3о о о о о о 9 9 8 QO 8 ОО со со со со со соРО О О О О О z n z z Z7g g g11 g g g g СЧ CM CM CM Ol CMgg g g g gg 9 9 9 9 z z z z zgО О — ООО g g g g g Юg g gвО О О О О o о оо о о 666666一 CCJо。g g g 6 6 g g寸寸 寸寸9 9 9 99g g о о о о СЧ G z z z z z z z z z zУ0 оо0о06 6 G GОО 00О) СЧ СЧ O) CM O)
сГ.
1 1 ssss
о о оо00 g g оо 8 оо 8
сГ
о о о о о。 寸寸g g g g
g g о о о o 寸寸七9 0 0 I I L I 寸寸
к
О О О О О。
Z Zz z z
Z Z z G G
I IG
С
g s о о о о d
崔
СО g Z ZZ 8 8ggiо g ^■< "― *-*- *—* <— <—
3
о о о о о о 9 9 8 QO 8 ОО со со со со со со
Р
О О О О О О z n z z Z
7
g g g
11 g g g g СЧ CM CM CM Ol CM
g
g g g g g
g 9 9 9 9 z z z z z
g
О О — ООО g g g g g Юg g g
в
О О О О О o о оо о о 666666
一 CCJ
о。g g g 6 6 g g寸寸 寸寸9 9 9 9
9
g g о о о о СЧ G z z z z z z z z z z
У
0 оо0о0
6 6 G G
ОО 00
О) СЧ СЧ O) CM O)
сГ.
1 1 ssss
о о оо00 g g оо 8 оо 8
сГ
о о о о о。 寸寸g g g g
g g о о о o 寸寸七9 0 0 I I L I 寸寸
к
О О О О О。
Z Zz z z
Z Z z G G
I IG
С
g s о о о о d
崔
СО g Z ZZ 8 8ggiо g ^■< "― *-*- *—* <— <—
3
о о о о о о 9 9 8 QO 8 ОО со со со со со со
Р
О О О О О О z n z z Z
7
g g g
11 g g g g СЧ CM CM CM Ol CM
g
g g g g g
g 9 9 9 9 z z z z z
g
О О — ООО g g g g g Юg g g
в
О О О О О o о оо о о 666666
一 CCJ
о。g g g 6 6 g g寸寸 寸寸9 9 9 9
9
g g о о о о СЧ G z z z z z z z z z z
У
0 оо0о0
6 6 G G
ОО 00
О) СЧ СЧ O) CM O)
состоит из конденсатора, регулирую- щей станции, арматурьг, приборов и необходимой вспомогательной аппаратуры (ресивер, фильтры, теплообменники и др.).
Возможна компоновка машины из компрессорно-конденсаторного и испарительно-регулирующего агрегатов. В состав последнего входят испаритель, регулирующая станция, необходимые приборы, арматура и вспомогательная аппаратура.
Как правило, аппаратные агрегаты конструктивно выполняют без
рамными с расположением испарителя внизу, а конденсатора ——вверху. Между ними на обслуживаемой стороне агрегата размещаются вспомогательная аппаратура, трубопроводы и арматура. Прибора размещают на приборном щите. На рис. 12.^показан пример компоновки испари- .тел ьно-конденсатор кого агрегата АИК900/А, предназначенного для холодильной машины ХМ-22ФУУ400/2, работающей на R22.
Агрегатироранные комплексные холодильные машины. Максималь
ному удовлетворению требований, изложенных в начале данного параграфа, отвечают моноблочные холо
дильные машины, являющиеся наиболее полным и совершенным видом агрегатирования оборудования.
По способу конструктивного исполнения агрегатированные холодильные машины могут быть разделены на две основные группы рамные и безрамные. В первой группе элементом, объединяющим все оборудование, является рама (металл。- конструкция, на которо访 монтируется холодильная машина). Во второй группе все оборудование машины монтируется на каком-л ибо из ее аппаратов.
На рис. 12.17 показана универсальная одноступенчатая холодильная машина типа МКТ рамной кон-
струкции. В табл. 12.2 показаны все основные габаритные и присоединительные размеры этих машин.
Показанное на рисунке конструктивное исполнение моноблочной холодильной машины позволяет значительно сократить срок и повысить качество монтажа холодильного оборудования на месте, так как все ответственные операции по сборке, проверке плотности, осушке, заправке системы хладагентом и обкатке выполняют на специализированном предприятии холодильного машиностроения. Компрессор, конденсатор, испаритель и пульт управления устана- вливают на'сварной.раме с таким расположением приборов и вентилей, чтобы машину можно было обслуживать с одной стороны. Размещение компрессора и аппаратов в ряд по вертикали позволяет сократить занимаемую площадь.
Различной степенью агрегатирования охватываются также и современные низкотемпературные двухступенчатые и каскадные холодильные машины. Целесообразность выбора степени агрегатирования в данном случае оценивается на основании технико-экономических расчетов, а также удобства эксплуатации и ремонта оборудования, входящего в данный агрегат.
Г лава 13
ПРИМЕНЕНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИНС ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ВТОРИЧНЫХИ ДРУГИХ ТЕПЛОВЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
Вторичными энергетическими ресурсами (ВЭР) называются тепловые отходы технологических производств промышленных предприятий, коммунальных, бытовых, жилых и других объектов. К категории ВЭР можно также отнести самоизливающиеся геотер- ” мальные воды; горячие минеральные источники, теплота которых ‘； не используется в бальнеологии; сжигаемый попутный газ при нефтедобыче; добываемая горячая нефть и др.
Вопросы экономии топлива путем использования ВЭР в последние годы превратились в актуальную проблему и являются- общегосударственной задачей. Промышленные потребители используют -в настоящее время свыше 60 % всего добываемого топлива и около 70 % всей вырабатываемой электроэнергии. Коэффициент полезного использования энергии в технологических процессах остается все еще невысоким и составляет лишь 35—40 %. Утилизация ВЭР
в промышленности за последние годы улучшилась, однако в настоящее время фактическая экономия топлива за счет теплоты ВЭР по отношению к возможной составляет 30——32 %, в том числе в нефтеперерабатывающей и нефтехимической промышленности — 40 %, в черной металлургии ——40 %, в химической ——25 % 138 ].
Одним из эффективных направлений утилизации теплоты ВЭР является производство холода для предприятий, технологические процессы которых iребуют его при различных температурах охлаждения. Следует отметить, что большинство предприятий химической, нефтех им ической и других отраслей промышленности являются хладоемкими производствами и одновременно характеризуются наличием достаточно большого количества неиспользуемых ВЭР в виде пара, горячей воды, факельных сбросов, горячих газов и г. 口， На базе таких источников ВЭР в ряде случаев холод может быть выработан с помощью абсорбционных холодильных машин, серийно выпускаемых в СССР.
Решая вопросы рационального и эффективного использования ВЭР, следует обращать внимание на то, что наряду с получением холода могут быть осуществлены также процессы преобразования теплоты с низкого температурного уровня на более высокий и наоборот, с применением тех же абсорбционных холодильных машин, а также выработки электроэнергии в турбоустановках, работающих на различных хладонах.
Теплоту низкопотенциальных ВЭР можно использовать для теплоснабжения и горячего водоснабжения также с помощью компрессорных тепловых насосов. В переходные и зимний периоды года в качестве низкопотенциальных источников теплоты в компрессорных тепловых насосах могут быть использованы холодная вода из водоемов, артезианская вода, наружный воздух с температурой свыше 0 ℃, а также горные породы (грунт). В последнее время в нашей стране и за рубежом большое внимание уделяется использованию для целей хладо- и теплоснабжения с помощью холодильных машин возобновляемых источников теплоты ——недр Земли (геотермальной энергии) и Солнца.
Классификация ВЭР
Структура ВЭР чрезвычайно многообразна. Для использования ВЭР с помощью холодильных машин для различных целей их можно разделить по температурному уровню: низкого, среднего и высокого потенциала; по агрегатному состоянию: жидкие, паро- и газообразные и твердые; по химическому воздействию на металлы, рабочие вещества и окружающую среды： нейтральные и агрессивные; по содержанию примесей: чистые и загрязненные; по степени концентрации на объектах: централизованные и децентрализованные; по условиям выделения: периодические и непрерывные.
ВЭР низкого потенциала имеют температуру 0—70 °C. В компрессорных тепловых насосах используется теплота ВЭР с температурой 0——10 СС (наружный воздух) и 10——40СС (водопроводная, артезианская или геотермальная вода). В понижающих абсорбционных термотрансформаторах температура ВЭР составляет 25—70 сС; в повышающих термотрансформаторах ——40——70 ℃. ВЭР среднего потенциала имеют температуру 70——150 СС и могут быть использованы для получения холода в абсорбционных машинах с одноступенчатой генерацией раствора в генераторе. ВЭР высокого потенциала с температурой 150—400 СС могут использоваться для получения холода в абсорбционных машинах с многоступенчатой генерацией раствора в генераторе. Для выработки электроэнергии в турбоагрегатах с применением рабочих тел холодильных машин могут быть использованы ВЭР среднего (начиная с 80 сС) и высокого температурного потенциала. Жидкие, паро* и газообразные ВЭР практически имеют место на каждом крупном по энергоемкости промышленном предприятии. Твердыми источниками ВЭР могут быть горячие металлические конструкции, горячие шлаки, горные породы (грунт) и т. п. Нейтральные по воздействию на металлы источники ВЭР менее распространены, чем агрессивные (кислоты, растворы солей и т. п.; к этой же категории источников ВЭР относятся и радиоактивные газы и жидкости). Имеются загрязненные источники ВЭР, требующие очистку от примесей или применения оборудования теплоутилизационных установок со специальным покрытием поверхностей контакта с# источником, которое предотвращает их эрозию. По техни-
чес к им и экономическим соображениям наиболее приемлемыми для использования являются централизованные источники ВЭР, так как децентрализованные источники требуют дополнительных затрат для их сбора в том случае, когда они не могут быть использованы непосредственно на объекте их возникновения. Источники ВЭР периодического выделения требуют создания дополнительных емкостей (аккумуляторных баков) как для накапливания выделяющегося источника (жидкостей), так и охлажденного (или нагретого) в системах хладо- или теплоснабжения. Все перечисленные источники ВЭР могут иметь изменяющуюся по времени температуру, как в течение суток, так и в течение года.
Важным параметром любого источника ВЭР является его общая теплоемкость. При малой общей теплоемкости приходится снижать температуру кипения рабочего тела для получения достаточного количества теплоты от источника, температура которого заметно снижается в процессе теплообмена, в то время как температура кипения обычно остается постоянной. Использование источника ВЭР с малой общей теплоемкостью и с высокой температурой может оказаться энергетически равнозначным использованию источника с большей общей теплоемкостью и с более низкой температурой или даже невыгодным. Использовать ограниченный по общей теплоемкости высокопотенциальный источник ВЭР можно лишь при сравнительно небольшой холодо- и теплопроизводительности. При работе с ограниченным по общей теплоемкости источником ВЭР в термодинамическом отношении целесообразно осуществлять процессы с переменными температурами кипения рабочего тела в испарителе ил и раствора в генераторе.
Процессы абсорбционных повышающегои понижающего термотрансформаторов
Большими возможностями для использования в качестве по- вышающего термотрансформатора располагает водоаммиачная абсорбционная машина, работающая по теплонасосной (обращенной) схеме.
Целесообразность применения обращенной водоаммиачной абсорбционной машины для отопления возрастает в связи с тем, что с понижением температуры наружного воздуха и увеличением требуемого количества теплоты, сопровождающегося повышением температуры воды в системах качественного регулирования, повышается температурный потенциал и увеличивается количество теплоты, вырабатываемое машиной. Это объясняется тем, что вследствие увеличения разности между температурами сбросной воды и наружного воздуха возрастает количество работы, получаемой в прямом цикле машины, которая полностью передается обратному циклу теплового насоса.
При работе абсорбционной водоаммиачной машины по холодильному циклу, как уже разбиралось выше, возможны режимы 492
работы, когда высшая температура в абсорбере превышает низшую температуру в генераторе. Если в прямой схеме использование принципа превышения температур возможно лишь в некоторых случаях, то в обращенной (теплонасосной) схеме он может быть применен практически во всех условиях работы машины и дает возможность повысить температурный потенциал получаемой горячей воды, т. е. значительно расширить область применения машины.
Схема и цикл в 三 ——i-диаграмме абсорбционного водоаммиачного повышающего термотрансформатора с внутренней регенерацией теплоты показана на рис. 13.1.
Рис. 13.1. Схема (а) и цикл в g— /-диаграмме (6) абсорбционного водоаммиачного повышающего термотрансформатораРис. 13.1. Схема (а) и цикл в g— /-диаграмме (6) абсорбционного водоаммиачного повышающего термотрансформатора
Рис. 13.1. Схема (а) и цикл в g— /-диаграмме (6) абсорбционного водоаммиачного повышающего термотрансформатора
Рис. 13.1. Схема (а) и цикл в g— /-диаграмме (6) абсорбционного водоаммиачного повышающего термотрансформатора
В генераторе / за счет подвода низкопотенциальной теплоты осуществляется процесс кипения крепкого раствора при низком давлении р на участке 4°—5°, после чего раствор поступает в регенератор //, где происходит его дальнейшее кипение (участок 5°——2°) с изменением концентрации от ^ до ^й. Слабый раствор в состоянии 2" подается насосом /// из регенератора в абсорбер /匕 где происходит процесс смешения раствора с паром состояния 8, абсорбция пара и подогрев раствора до состояния 3°. На участке 3° ——m° осуществляется процесс абсорбции в абсорбере с отводом теплоты абсорбции нагреваемой в машине водой. Раствор в состоянии ш° из абсорбера поступает в регенератор, где происходит дополнительная ^бсорбция пара раствором при постоянном давлении р0 в результате "отвода теплоты слабым раствором. Этот процесс характеризуется участком т° —4. Затем раствор через дроссель /X поступает в генератор. Далее процессы машины по раствору повторяются.
Водоаммиачный' пар из генератора в состоянии 4’ поступает в дефлегматор У, где его концентрация повышается до состояния 8‘,
затем пар поступает в конденсатор VI и конденсируется при температуре Тб。н давлении рк, после чего насосом жидкого аммиака VII подается в испаритель VIIL Процесс подогревания аммиака и его кипения в испарителе осуществляется на участке 6°—7. Пар у выхода из испарителя имеет состояние 8.
Термодинамическая эффективность абсорбционного повышающего термотрансформатора оценивается коэффициентом трансформации, определяемым по формуле М = Qa/(Q0 + QJ, где Qa, Q。, Q「一 тепловые нагрузки на абсорбер, испаритель и генератор, кВт.
В абсорбционном бро- мистолитиевом термотрансформаторе коэффициент трансформации выше, чем в водоаммиачном. К недостатку бромистолитие- вого термотр ансформатора следует отнести невозмож- ность осуществления процессов конденсации при отрицательных температурах.
Принципиальная схема абсорбционного бромисто- литиевого повышающего термотрансформатора промышленного типа приведена на рис. 13.2. Схема термотрансформатора практически соответствует схеме абсорбционной бромис- толитиевой холодильной машины, однако из-за того, что в отличие от холодильной машины в тер-
. мотрансформаторе давле- ние водяных паров в блоке ген ер атор а- конден с атор а ниже давления паров в блоке абсорбера-испарителя, подача конденсата из конден
сатора в испаритель осуществляется насосом /, а крепкого раствора ，из генератора в абсорбер — насосом 2.
，Действительные процессы повышающего термотрансформатора с водным раствором бромистого лития приведены в В——/-диаграмме на рис. 13.3 и протекают следующим образом: 3—Г — кипение рабочего тела в испарителе; 2——7 ——охлаждение слабого раствора； в теплообменнике; 7——5 — адиабатно-изобарная десорбция слабого., раствора в генераторе; 5—4 — кипение раствора в генераторе; 4—8 — нагрев крепкого раствора в теплообменнике; 8—2 — смеше- нне слабого и крепкого раствора перед подачей образовавшегося смешанного раствора (состояние 9 с концентрацией 5см) в абсорбер;
9—10—2 ——абсорбция пара рабочего тела в абсорбере; 3‘一3 г отвод теплоты перегрева и конденсации паров воды в конденса
торе.
Схема понижающего абсорбционного бромисто- литиевого термотрансформатора приведена на рис. 13.4. В испарителе И утилизируемая теплота низкопотен циального источника подводится с температурой Т§, генератор Г обогревается теплотой высокопотенциального источника с температурой 7\, а теплота, отводимая в абсорбере Л и конденсаторе Ki, используется для отопления или горячего водоснабжения. В результате нагреваемый теплоноситель (источник с промежуточной -температурой) циркулирует последовательно через абсорбер, конденсатор и объект потребления теплоты Л, отдавая ему теплоту абсорбции и конденсации при
Рис. 13.3. Действительные процессы абсорбционного бромистолитиевого повышающего термотрансформатора в Е — (-диаграммеРис. 13.3. Действительные процессы абсорбционного бромистолитиевого повышающего термотрансформатора в Е — (-диаграмметемпературе Тн. Крепкий
Рис. 13.3. Действительные процессы абсорбционного бромистолитиевого повышающего термотрансформатора в Е — (-диаграмме
Рис. 13.3. Действительные процессы абсорбционного бромистолитиевого повышающего термотрансформатора в Е — (-диаграмме
раствор из генератора через теплообменн и к ТО и дроссельный вентиль 方 1 поступает в абсорбер, а слабый — из абсорбера насосом Н
Рис. 13.4. Схема абсорбционного бромистолитиевого понижающего термотрансформатора-Рис. 13.4. Схема абсорбционного бромистолитиевого понижающего термотрансформатора-подается в генератор. Рабочее вещество из конденсатора поступает в испаритель через дроссель Д2.
Рис. 13.4. Схема абсорбционного бромистолитиевого понижающего термотрансформатора-
Рис. 13.4. Схема абсорбционного бромистолитиевого понижающего термотрансформатора-
Действительные процессы понижающего термотрансформатора осуществляются таким же образом, как и в абсорбционной бромистолитиевой холодильной машине. Энергетическая эффективность понижающего термотрансформатора при использовании теплоты абсорбции и конденсации определяется величиной коэффициен
та трацсформации высокопотенциальной теплоты М = (Qa + QJQi^ Величина М всегда больше единицы.
Характеристики абсорбционныхповышающего и понижающеготермотрансформаторов и основные направленияих применения при использовании теплоты ВЭР
В ЛТИХП Исследован опытный абсорбционный водоаммиачный- повышающий термотрансформатор для получения горячей воды при отрицательных температурах окружающей среды. Предварительно
00707060605050，45，45一万如，*一万如，*-15-15Рис. 13.5, Зависимость теп- лопроизводительности Qa (а) и температуры нагреваемой воды на входе /叨工 и выходе 匕。2 (6) от температуры рассола "1 при температуре греющей воды 40 ℃Рис. 13.5, Зависимость теп- лопроизводительности Qa (а) и температуры нагреваемой воды на входе /叨工 и выходе 匕。2 (6) от температуры рассола "1 при температуре греющей воды 40 ℃охлаждаемый до отрицательной темпера- ^? туры рассол насосом подавался в кон- ； денсатор и дефлегматор, в которых по- ： догревался, а затем вновь охлаждался до исходной температуры. Греющая вода по- 号 ступала параллельно в генератор и ис- паритель, а в абсорбере нагревалась вода, циркулирующая внутри труб. Характе- ристики термотрансформатора приведены на рис. 13.5, В результате испытаний установлено, что при температуре； греющей воды 40 ℃ и температуре охлаждаемого рассола 一 15 ℃ воду в абсорбере можно нагреть до температуры около 75 ℃. Теплопроизводительность опытного водо- аммиачного термотрансформатора составит при этом 16,5 кВт.
0
0
70
70
60
60
50
50
，45
，45
一万如，*
一万如，*
-15
-15
Рис. 13.5, Зависимость теп- лопроизводительности Qa (а) и температуры нагреваемой воды на входе /叨工 и выходе 匕。2 (6) от температуры рассола "1 при температуре греющей воды 40 ℃
Рис. 13.5, Зависимость теп- лопроизводительности Qa (а) и температуры нагреваемой воды на входе /叨工 и выходе 匕。2 (6) от температуры рассола "1 при температуре греющей воды 40 ℃
На рис. 13.6 приведены характеристики ! абсорбционного бромистолитиевого повышающего термотрансформатора, выполненного на базе головного образца бро- мистолитиевой холодильной машины АБХМ-2,5 [31 ]. Характеристика 1 — при температуре греющей воды на входе в испаритель и генератор 65 ℃, характерис- ' тика 2 — при температуре воды на входе в испаритель 65 сС, а в генератор — 60 °C/ характеристика 3 — при температуре воды перед генератором и испарителем 60 ℃, а характеристика 4 — при подаче воды в испаритель с температурой 60 ℃ и в генератор —55 °C. При этом в абсорбере была получена горячая вода с температурой 68——95 ℃,. а теплопроизводитель- i ность составила 0,72—1,89 МВт, в зави-
симости от температуры греющей воды. Действительная величина， коэффициента трансформации составила 0,42—0,48. 1
Абсорбционные водоаммиачный и бромистолитиевый повышающие 1 термотрансформаторы могут быть использованы для технологического ； теплоснабжения, отопления зданий и горячего водоснабжения.' 二
Характеристики абсорбционного бромистолитиевого понижающего термотрансформатора, выполненного на базе холодильной машины АБХМ-2,5 [31 ], приведены на рис. 13.7. При температурах низкопотенциального охлаждаемого источника (воды) 25——30 °C и высокопотенциального греющего источника (воды) 110—120 СС в трансформаторе получена горячая вода (нагреваемый источник) с температурой 45——62 °C, которая может быть использована для отопления и горячего водоснабжения. Значения действительного коэффициента трансформации вы-
сокопотенциальнои теплоты составили 1,62—1,71. Испытания также показали, что при использовании греющего источника с температурой 121,6 ℃ и тепловой нагрузке
Температура горячей воды на быходе из абсорбера
Рис. 13,7, Характеристики понижающего абсорбционного бромистолитиевого термотрансформатора при температурах воды:2 — охлаждаемой 30 ℃ и греющей 120 ℃; 2 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 120 ℃;3 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 11 о ℃Рис. 13,7, Характеристики понижающего абсорбционного бромистолитиевого термотрансформатора при температурах воды:2 — охлаждаемой 30 ℃ и греющей 120 ℃; 2 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 120 ℃;3 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 11 о ℃Рис. 13.6. Характеристики абсорбци- оииого бромистолитиевого повышающего термотрансформатора при температуре охлаждающей воды 6,0——8,0 °C и греющей воды 55—65 ℃
Рис. 13,7, Характеристики понижающего абсорбционного бромистолитиевого термотрансформатора при температурах воды:
2 — охлаждаемой 30 ℃ и греющей 120 ℃; 2 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 120 ℃;
3 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 11 о ℃
Рис. 13,7, Характеристики понижающего абсорбционного бромистолитиевого термотрансформатора при температурах воды:
2 — охлаждаемой 30 ℃ и греющей 120 ℃; 2 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 120 ℃;
3 — охлаждаемой 25 ℃ и греющей 11 о ℃
на генератор 1,975 МВт эта теплота трансформировалась до температуры 41 ℃ в количестве 3,4 МВт с одновременным получением холодной воды с температурой 12 ℃. Таким образом, коэффициент трансформации составил М = 1,65.
Компрессорные тепловые насосыи их основные показатели
При использовании низкопотенциальной теплоты ВЭР и других источников наибольшее распространение получили тепловые насосы компрессорного типа. При отводе теплоты от источников низкого потенциала и затрате механической (электрической) энергии в них получают теплоту с такой температурой, при которой ее можно использовать для отопления или горячего водоснабжения. Наиболее
благоприятны условия применения тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода там, где отношение потребности в. них близко к отношению теплопроизводительности тепло-； насосного цикла и холодопроизводительности. Особенно эффективно использование тепловых насосов в системах круглогодичного кондиционирования воздуха, применяют их для различных технологических нужд, в технике опреснения и выпаривания водных растворов. За рубежом значительное распространение получили тепло-； насосные машины для нагрева воздуха в холодное время года и j охлаждения его в летний период в одноквартирных домах и отдель- | ных комнатах. Их применяют для сушки зерна, в системах тепло- q и хладоснабжения чайных фабрик, в системах горячего водоснабже- I
Рис, 13.8. Зависимость теплопроизводительности Qk и эффективной мощности Ng от температуры кипения /0 для теплового насоса НТ-80 при температуре конденсации & — 61 °C
ния бань, для термообработки молока (подогрева его в процессе пастеризации и доохлаждения ледяной водой из испарителя теплового насоса) и других целей [46 J.
Для тепловых насосов, потребляющих механическую или электрическую энергию, величиной, характеризующей их эффективность, является коэффициент преобразования, т. е. отношение полученной теплоты к затраченной работе ц = (Q"L) > 1.
Теплоснабжение с помощью теплового насоса менее эффективно, ■ чем от ТЭЦ, но оказывается экономически оправданным в районах, недоступных для ТЭЦ или неудобных дл*я транспортировки ее теплоты. По сравнению с абсорбционными машинами, служащими для одновременной выработки теплоты и холода, тепловые насосы оказываются менее эффективными, так как при одинаковой холодо-. производительности количество теплоты, отводимой в конденсаторе и абсорбере, почти в два раза больше, чем в конденсаторе теплового насоса компрессорного типа. Давление конденсации в нем при высокой температуре нагреваемой воды значительно выше, чем, например, в конденсаторе абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины. Наряду с обычной схемой теплового насоса, работающего как по теплонасосному, так и по холодильному циклу, в системах круглогодичного кондиционирования, применяются и каскадные тепловые насосы. В нижней ветви каскада можно использовать рабочие тела среднего давления (R717, R12, R22), а в верхней ветви — R12B1 или смесь R142 и R11.
В СССР разработаны типовые конструкции тепловых насосов, предназначенных для теплоснабжения различных объектов и работающих по одноступенчатому циклу на R12 с регенеративным переохлаждением жидкости в теплообменнике. В режиме теплоснабжения компрессионные тепловые насосы обеспечивают получение горячей воды от 45 до 58 ℃ при температуре кипения в испарителе не ниже 6 ℃. Источником низкопотенциальной теплоты служит водопроводная, артезианская, геотермальная вода или жидкостные источники ВЭР с температурой от 10 до 40 ℃. В режиме хладоснабжения эти же машины обеспечивают получение хладоносителя с температурой до ■—25 ℃ при охлаждении конденсатора водой не выше 30 ℃. Отечественные тепловые насосы состоят из компрессорно-конденсаторных, испарительно-ресиверных агрегатов, станций переключений и щитов управления и сигнализации. Конденсаторы и испарители —кожухотрубного типа. Характеристики теплового насоса НТ-80 приведены на рис. 13,8.'
Пути использованиявысокопотенциальных ВЭР, солнечной,геотермальной энергии и других тепловых ресурсовдля хладо-, тепло- и электроснабжения
Высокопотенциальные ВЭР можно использовать в абсорбционных бромистолитиевых холодильных машинах с двухступенчатой генерацией раствора. При этом генератор высокого давления обогревается теплотой ВЭР, а затем раствор довыпаривается в генераторе низкого давления за счет теплоты конденсации пара хладагента, полученного при выпаривании раствора в генераторе высокого давления [10, 45 ]. В СССР освоено производство абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин с двухступенчатой генерацией раствора путем доукомплектования машины АБХА-2500 дополнительными аппаратами: приставкой ——генератором высокого давления и растворным теплообменником между генераторами высокого и низкого давлений. Действительный тепловой коэффициент при использовании теплоты высокопотенциального источника в машине с двухступенчатой генерацией раствора составляет около 1,3. Использование теплоты высокопотенциального греющего источника в понижающем абсорбционном бромистолитиевом термотрансформаторе позволяет получить температуру воды на выходе из конденсатора до 95—100 °C и выше при коэффициенте трансформации около 1,7.
В нашей стране и за рубежом проводятся широкие исследования по использованию солнечной энергии для получения холода с помощью абсорбционных машин, В летнее время в южных районах нашей страны температура днем достигает 35—40 ℃ при низкой влажности воздуха. Это позволяет осуществлять открытое выпаривание слабого раствора в схеме солеводяной абсорбционной холодиль-
но自 машины, предназначенной для кондиционирования воздуха в помещении. В качестве генератора слабого раствора могут быть использованы крыши зданий или другие открытые поверхности, на которые падают солнечные лучи.
В физико-техническом институте АН Туркменской ССР был исследован опытный образец хлористолитиевой абсорбционной солнечной холодильной установки с открытым выпариванием раствора (рис. 13.9).
Крыша здания. из плоского асбошифера, установленного на наклонных деревянных балках, представлявшая ровную наклон-
Рис. 13. 9. Схема опытной хл ори столитиевой абсорбционной солнечной холодильной машины с открытым выпариванием раствора:■крепкий раствор；слабый раствор;холодная вода; /—/—/ —.охлаждающая вода; воздух'Рис. 13. 9. Схема опытной хл ори столитиевой абсорбционной солнечной холодильной машины с открытым выпариванием раствора:■крепкий раствор；слабый раствор;холодная вода; /—/—/ —.охлаждающая вода; воздух'
Рис. 13. 9. Схема опытной хл ори столитиевой абсорбционной солнечной холодильной машины с открытым выпариванием раствора:
■крепкий раствор；слабый раствор;холодная вода; /—/—/ —.
охлаждающая вода; воздух'
Рис. 13. 9. Схема опытной хл ори столитиевой абсорбционной солнечной холодильной машины с открытым выпариванием раствора:
■крепкий раствор；слабый раствор;холодная вода; /—/—/ —.
охлаждающая вода; воздух'
ную поверхность (угол наклона 10°), выполняла роль генератора / холодильной машины. Под листами асбошифера находится теплоизолирующий слой опилок； Верхняя поверхность листов покрыта рубероидом. Применение рубероида обеспечивает равномерное орошение плоскости раствором, а отсюда полное использование поверхности генератора. Кроме того, рубероид имеет достаточно высокий коэффициент поглощения солнечных лучей. Выпаривание слабого раствора в генераторе происходит за счет теплоты солнечных лучей, которые нагревают раствор, стекающий тонкой пленкой, до температуры 50—60 ℃. Желоб 10 служит для сбора и подачи крепкого раствора в регулятор 9. Поплавковый регулятор представляет собой бак, в котором установлен поплавок с прикрепленным к нему стержнем с конусообразным концом, Теплообменник-ороситель 2 типа
«труба в трубе» располагается по ширине плоскости генератора. По внутренней трубе протекает горячий крепкий раствор, а по на- 'ружной ——слабый. Через отверстия в верхней части наружной трубы слабый раствор вытекает на плоскость генератора. Абсорбер 4 выполнен в виде однорядной трубной секции из последовательно соединенных труб, которая установлена в корпусе из листовой стали. Орошение труб раствором проводится оросителем ——трубой. Для доступа водяных паров в верхнюю часть абсорбера она соединена трубой с испарителем 3 В испарителе установлен разбрызгиватель
воды и поплавковый регулятор для ее добавления, вается из нижней части абсорбера вакуум-насосом
• слабого раствора из абсорбера на плоскость генератора и циркуляции охлажденной воды через воздухоохладитель 8 используются соответственно насосы 5 и 7. При испытании опытной машины в осеннее время года (октябрь месяц) холо・「 допроизводительность составила 3 кВт при температуре охлажденной воды 11,7 ℃. В летнее время производительность машины повышается в 1,4—1,5 раза при температуре охлажденной воды 10 ℃.
Геотермальная энергия, как и теплота горячей воды от ТЭЦ или других источников, может использоваться непосредственно
Воздух отсасы- 6. Для подачиВоздух отсасы- 6. Для подачиРис. 13.10 Схема геотермальной энергоустановки УЭФ, работающей на хладонеR12:Рис. 13.10 Схема геотермальной энергоустановки УЭФ, работающей на хладонеR12:I — пароперегреватель; 2 — испаритель; 3 — подогреватели жидкого R12; 4 — питательный насос; 5 ——линейный ресивер; 6 ——конденсаторы; 7 — турбина; / — вход горячей геотермальной воды; II — вход охлаждающей водыI — пароперегреватель; 2 — испаритель; 3 — подогреватели жидкого R12; 4 — питательный насос; 5 ——линейный ресивер; 6 ——конденсаторы; 7 — турбина; / — вход горячей геотермальной воды; II — вход охлаждающей водыв абсорбционных машинах дляв абсорбционных машинах дляполучения холода или теплоты. При высокой минерализации воды необходима защита генератора от коррозии.
Воздух отсасы- 6. Для подачи
Воздух отсасы- 6. Для подачи
Рис. 13.10 Схема геотермальной энергоустановки УЭФ, работающей на хладоне
R12:
Рис. 13.10 Схема геотермальной энергоустановки УЭФ, работающей на хладоне
R12:
I — пароперегреватель; 2 — испаритель; 3 — подогреватели жидкого R12; 4 — питательный насос; 5 ——линейный ресивер; 6 ——конденсаторы; 7 — турбина; / — вход горячей геотермальной воды; II — вход охлаждающей воды
I — пароперегреватель; 2 — испаритель; 3 — подогреватели жидкого R12; 4 — питательный насос; 5 ——линейный ресивер; 6 ——конденсаторы; 7 — турбина; / — вход горячей геотермальной воды; II — вход охлаждающей воды
в абсорбционных машинах для
в абсорбционных машинах для
С помощью теплоты геотермальных источников может быть получена электроэнергия в турбоагрегатах, работающих на неводяных парах. На Паратунском геотермальном месторождении Камчатки Институтом теплофизики СО АН СССР исследована ГеоТЭС, рабо . тающая на хладоне R12 [27]. Схема установки, разработанная ВНИИхолодмашем (рис. 13.10), относительно проста. Жидкий R12 питательными насосами подается последовательно в три подогрева-, теля, испаритель и пароперегреватель поверхностного типа. Греющей средой является термальная вода с температурой 80 сС. После перегревателя пар R12 с давлением 1,4 МПа и температурой 65— 75 ℃ направляется в турбину, где расширяется до 0,5 МПа и при температуре 15 ℃ конденсируется в поверхностном конденсаторе. Жидкий R12 поступает через промежуточный ресивер к питательным насосам, и цикл повторяется.
Турбина ——одноступенчатая, центростремительная, консольная, с алюминиевым рабочим колесом, имеет только одно уплотнение. Номинальная мощность 750 кВт.
При испытаниях максимальная мощность установки составила 684 кВт. Полная мощность не была достигнута потому, что установка проектировалась на использование горячей воды с температурой 90 СС, а средняя температура термальных вод Средне-Паратунского месторождения составляет 80 士 1 сС. Понижение температуры термальной воды привело к снижению паропроизводительности котла и не позволило достигнуть максимальной мощности.
LLТопливо1「〃Топливо1「〃6 атмосферу46 атмосферу42233ВоздухВоздух77Пар Горячая Вода ВодабодаПар Горячая Вода ВодабодаТопливо о).Топливо о).ХладоносительХладоносительI 2I 28 атмосферу4-8 атмосферу4-5оз®л5оз®л〃的 Горячая Вода Вода бода ,—* ■ I , 1-〃的 Горячая Вода Вода бода ,—* ■ I , 1-77Рис. 13.11. Схема комбинированного теплохладоэнергетического агрегата:。——охлаждение хладо- иосителя; 6 — производство сухого льдаРис. 13.11. Схема комбинированного теплохладоэнергетического агрегата:。——охлаждение хладо- иосителя; 6 — производство сухого льдаИспользуя теплоту сгорания натурального топлива, можно осуществить одновременную выработку холода, теплоты (для теплоснабжения) и электроэнергии. В ЛТИХП выполнен комплекс научно-исследовательских и - проектных работ по созданию принципиально новых теплохладо-- энергетических агрегатов (ТХЭА) для комплексной выработки в едином термодинамическом цикле теплоты, холода, электроэнергии (рис. 13.11). Принцип действия ТХЭА заключается в том, что в генераторе состоящем из компрессора К, камеры сгорания КС и турбины Т для привода компрессора, в результате сжигания жидкого топлива или природного газа в среде сжатого воздуха образуется газовая смесь (дымовые газы) при повышенном давлении (0,3—0,6 МПа
L
L
Топливо
1「〃
Топливо
1「〃
6 атмосферу
4
6 атмосферу
4
2
2
3
3
Воздух
Воздух
7
7
Пар Горячая Вода Водабода
Пар Горячая Вода Водабода
Топливо о).
Топливо о).
Хладоноситель
Хладоноситель
I 2
I 2
8 атмосферу
4-
8 атмосферу
4-
5оз®л
5оз®л
〃的 Горячая Вода Вода бода ,
—* ■ I , 1-
〃的 Горячая Вода Вода бода ,
—* ■ I , 1-
7
7
Рис. 13.11. Схема комбинированного теплохладоэнергетического агрегата:。——охлаждение хладо- иосителя; 6 — производство сухого льда
Рис. 13.11. Схема комбинированного теплохладоэнергетического агрегата:。——охлаждение хладо- иосителя; 6 — производство сухого льда
и температуре 450—650 ℃. В качестве генератора газовоздушной смеси в ТХЭА могут быть использованы авиационные газотурбинные двигатели (с использованным летным моторесурсом), свободнопоршневые генераторы газа и высоконапорные парогенераторы.
Дымовые газы (рис. 13.11, а) поступают в котел-утилизатор 2, в котором образуется пар давлением 0,3—0,6 МПа и более, а затем в экономайзер 3, где вода, используемая для питания котла и на горячее водоснабжение производства, нагревается до 60—75 ℃. Дымовые газы при этом охлаждаются до температуры 30—35 ℃, т. е. ниже температуры точки росы для водяных паров, присут- ствующих в продуктах сгорания в результате сжигания топлива. Водяные пары конденсируются и отделяются от потока во влаго-
отделителе 4. Далее дымовые газы направляются в турбодетандер 5, где расширяются до давления, близкого к атмосферному. Температура газа снижается до ——10 -:——50 ℃. Мощность, развиваемая турбо детандером, используется для выработки электроэнергии в электрогенераторе 6, спаренном с турбодетандером 5. Холодные дымовые газы в теплообменом аппарате 7 охлаждают хладоноситель, подаваемый на технологические цели.
Рассматриваемый теплохладоэнергетический агрегат может быть использован не только для получения умеренно низких температур, но и для производства сухого льда вымораживанием газообразной двуокиси углерода, содержащейся в продуктах сгорания топлива (рис. 13.11, б). Для этого газовый поток перед расширением в турбодетандере 5 подвергается более глубокому охлаждению (до температуры десублимации двуокиси углерода ——90Ч——100 ℃) в регенераторе 7 обратным потоком газа, имеющим более низкую температуру. В процессе расширения в турбодетандере 5 при достижении состояния насыщения двуокись углерода кристаллизуется в газовом потоке и отделяется от 'потока в сепараторе 8, из которого она вьь водится шнековым прессователем 9 в виде цилиндрических блоков сухого льда.
Получение сухого льда в цикле ТХЭА по сравнению с существующим абсорбционно-десорбционным способом позволяет существенно упростить схему производства, снизить металлоемкость, энергоемкость и расход воды; отпадает также нобходимость в потреблении пара и моноэтанол амина. Таким образом, в ТХЭА реализуются совмещенные прямой и обратный термодинамические циклы, отличающиеся той особенностью, что газовая смесь, образующаяся в генераторе продуктов сгорания, превращается не только в рабочее тело теплофикационного цикла, но и в рабочее тело обратного цикла. Высокая эффективность ТХЭА по сравнению с раздельным способом производства теплоты (в основном от котельных), холода (от паровых компрессорных холодильных машин) и двуокиси углерода по обычному абсорбционно-десорбционному методу обуславливается отсутствием теплопотерь с уходящими газами, так как продукты сгорания топлива в итоге выбрасываются в атмосферу при температуре, близкой к температуре окружающей среды.. В связи с этим сокращается расход топлива примерно на 10 %, полезно используется теплота конденсации водяных паров продуктов сгорания, т. е. утилизируется высшая теплота сгорания топлива, что ■ равноценно сокращению расхода топлива на 10——12 %. Сокращение необратимых потерь, связанных с трансформацией одного вида энергии в другой за счет комбинирования прямого и обратного циклов в едином агрегате эквивалентно сокращению расхода топлива на 8—10 %.
В том случае, когда на предприятиях или на транспортных установках имеется теплота с температурным уровнем 60—100 ℃ или выше, для получения холода и теплоты Ф. М. Чистяков предложил специальную систему, осуществляющую прямой и обратный циклы с од1Hим“и тем же рабочим веществом [501. Для осуществления прямого цикла в систему включены: котел-утилизатор, пароперегрева-
тель, турбнна, конденсатор и конденсатный насос, а для обратного цикла — испаритель, компрессор, конденсатор и дроссельный вентиль. Конденсатор является общим для осуществления как прямого, так и обратного циклов.
Механическая работа, полученная в прямом цикле, используется непосредственно в обратном для привода компрессора. Осуществление процесса конденсации при повышенном давлении позволяет нагреть теплоноситель до промежуточной температуры, необходимой для теплоснабжения.
, Таким образом, в агрегате можно одновременно получить как холод, так и теплоту. Применение таких агрегатов целесообразно при использовании сбросной теплоты. Помимо холодильной техники они могут быть использованы в качестве тепловых насосов (повышающих термотрансформаторов), для повышения температурного уровня источника сбросной теплоты, который в этом случае должен подводиться к испарителю. Действительный тепловой коэффициент и степень термодинамического совершенства циклов с турбиной и компрессором для достаточно высоких КПД последних будут выше, чем для абсорбционных и пароэжекторных холодильных машин.
Пути повышения эффективности теплохладоснабжения промышленных предприятий на базе источников теплоты различного температурного потенциала должны определяться на основе анализа энерготехнологических схем и их оптимизации. Разработка рациональных термодинамических циклов с применением рабочих веществ должна осуществляться для конкретных условий комплексного использования тепловой энергии различных видов на всех этапах осуществления технологических или иных процессов и создания высокоэффективного энерготехнологического, оборудования для утилизации теплоты ВЭР и других источников.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Агафонов В. А., Ефимов В. Г., Панков Е. В. Судовые конденсацноиные установки. Л.: Судостроение, 1963. 485 с.
Бадылькес И. С. Свойства холодильных агентов. М.: Пнщ. пром-сть, 1974. 174 с.
Бадылькес И. С., Данилов Р. Д. Абсорбционные холодильные машины, М.: Пищепромиздат, 1966. 356 с./
Бродянский В. М. Эксергетический метод термоднн ами чес кого анализа. М.: Энергия, 1973, 295 с.'
Быков А. В., Калнинь И. М., Канышев Г. А. Анализ эффективности двухступенчатого дросселирования в схеме с одноступенчатым винтовым компрессором.— Холод, техника, 1976, № 6, с. 10—14.
Быков А. В., Шмуйлов Н. Г., Дранковский И. К* Высокотемпературные бро- мистолитиевые агрегаты для производства холода и тепла. — Холод, техника, 1982, № 6, с. 25—27.
Вайнштейн В. Д., Канторович В. И. Низкотемпературные холодильные установки. М.: Пищ. пром-сть, 1977. 264 с.
Вейнберг Б. С. Поршневые компрессоры холодильных машин. М.: Машиностроение, 1965. 355 с.
Винтовые компрессорные машины: Справ. Л.: Машиностроение, 1977. 253- с.
Вургафт А. В., Галимова Л. В. Массоотдача при сопутствующей ректификации, в【енераторе АХМ. — Изв. вузов. Пищ. технология, 1974, № 5, с. 117—119.
Вургафт А. В., Галимова Л. В. Теплоотдача при кипении водоаммиачного раствора в стекающей пленке на вертикальной трубе.——Холод, техника, 1974, № 12, с. 38—40.
Гофлин А. П. Аэродинамический расчет проточной части осевых компрессоров для стационарных установок. М.; Л.: Машгиз, 1959. 303 с.
Ден Г. Н., Бухарин Н. Н. Метод условных температур для аналитического расчета процессов реальных газов.—— Холод, техника, 1974, № 4, с. 37——40.
Дорохов А. Р., Богачев В. Н. Теплообмен при выпаривании пленки водного раствора бромистого ли1ия в вакууме. — Холод, техника, 1921, № 3, с. 29+32.
Епифанова В. И. Низкотемпературные радиальные турбодетандеры. М.: Машиностроение, 1974, 448 с.
Захаров Ю. В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные машины. Л.: Судостроение, 1979. 583 с.-
Иванов О. П. Конденсаторы и воздухоохлаждающие устройства. Л.: Машиностроение, 1980. 164 с.' 1
Канышев Г. А., Чистяков Ф. М. Влияние свойств масел на энергетические характеристики фреоновых маслозаполненных винтовых компрессоров. — Холод, техника, 1980, № 7, с. 6—10.
Камышев Г. А., Чистяков Ф. М. Коэффициенг подачи винтового фреонового маслозаполненного компрессора. — Холод, техника, 1979, № 12, с. 7—12.
Кириллин В. А., Сычев В. В., Шейндлин. А. Е. Техническая термодинамика. М.: Энергия, 1974. 447 с.
Колебания и вибрации в поршневых компрессорах/Т. Ф. Кондратьева, Ю. А. В и д я к и н, Ф. П. П е т р о в а, А Г. П л а т о н о в. Л.: Машиностроение, 1972. 224 с.
Кутателадзе С. С., Бор и шанский В. М. Справочник по теплопередаче. М.: Гос- энергоиздат, 1959. 414 с.
Мартыновский В. С. Циклы, схемы и характеристики термотрансформаторов. М.： Энергия, 19/9. 285 с./
Меркулов А. П. Вихревой эффект и его применение в технике. М.: Машиностроение, 1969. 216 с.
Ммкулмн Е. И. Криогенная техника. М.: Машиностроение, 1969. 272 с.
26* Мпхееа М. А., Михеева И. М. Основы-теплопередачи. М.: Энергия, 1977. 343 с.|
Москвичева В. Н.( Петин Ю. М. Опыт и перспективы комплексного использо-1 зани兄 геотермальных ресурсов Камчатки.——В кн.: Проблемы теплофизики! и физическом гидродинамики. Новосибирск: Наука, 1974, с. 295—304,』
Результаты теплотехнических испытаний абсорбционных водоаммиачных холодильных станций агрегатов синтеза аммиака крупной производительности/ В. М. Т у р е ц к и й, Д. И. X а р а з, Г. А. Я н о в с к и й, А. Я- И л ь и н.— Холод, техника, 1981, № 6, с. 16—18.
Рис В. Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение/ 1981. 351c.
Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г. Холодильные машины и аппараты. М.: Гос- ,торгиздаг, 1960. 656 с.
Розенфельд Л. М., Тимофеевский Л. С. Карнаух М. С, Трансформация низ- котемлсратурного тепла с помощью абсорбционной бромистолитиевой машины. —Теплоэнергетика, 1979, № 4, с. 11—13.
Ротационные компрессоры/А. Г. Головинцо в, В. А. Румянцев, В. И. А р д а ш е в н др. М.: А^ашиностроение, 1964. 315 с.'
Сакун И. А. Винтовые компрессоры: Основы теории, методы расчета, конструкции. М.; Л.: Машиностроение, 1970. 400 с.
Сакум И. А., Пекарев В. И., Ведайко В. И. Результаты испытаний холодильного винтового компрессора «сухого сжатия». — Холод, техника, 1^3, № 11, с. 20— 22.
Селезнев К. П., Галеркии Ю. Б. Центробежные компрессоры. Л.; Машинострое- I拉© 1982. 271 с.
Соколов Е. Я., Зиигер Н. М. Струнные аппараты. М.: Энергия, *1970. 286 с.
Страхович К- И. Прикладная газодинамика. Л.; М.: ОНТИ, 1937. 310 с.
Сушон С. П., Завалко А. Г., Минц М. И. Вторичные энергетические ресурсы промышленности СССР. М.: Энергия, 1978. 360 с.
Тепловые 区 ко//структцвные расчеты холодильных машин/ Под ред. Н. Н. К о ш- к и н a, JL: Машинострсенне, 1976. 464 с.'
Теплообменные аппараты холодильных установок/Г. Н. Данилова, С. Н, Б о г д а н о в, О. П, И в а н о в и др. Л.: Машиностроение, 1973, 328 с.
Теплофизические основы получения искусственного холода: Справ./Под ред. А. В. Быкова. М.: Пищ. пром-сть, 1980. 231 с.
S^uokini .И. П. Техника низких температур: Атлас. М.: Пищ. пром-сть, 1977.
Ужаиский В. С. Автоматизация холодильных машин и установок. М.: Легкая и пищ. пром-сть, 1982. 296 с.~.
©реккель М. И. Поршневые компрессоры: Теория, конструкция и основы проектирования. Л.: Машиностроение, 1974. 743 с.
Холодильные компрессоры: Справ. /Под ред. А. В； Быкова. М.: Легкая и ' пищ. пром-сть, 1981. 280 с.-
Холодильные машины: Справ./Под ред. А. В. Б ы к.о в а. М.: Легкая и пнщ. про?л-сть, 1982. 224 с.
Холодильные машины/Под ред. Н. Н. Кошкина. М.: Пищ. пром-сть, 1973. 512 с..
Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных лопаточных маШии. М.: Машипосгроение, 1970. 610 с.
Цветков Ю. Н.( Аксенов С. С., Шульман В. М. Судовые термоэлектрические охлаждающие устройства. Л.: Судостроение, 1972. 191 с.'
Чистяков Ф. М. Холодильные турбоагрегаты. М.: Машиностроение, 1967. 288 с..
Шумелишский М. Г. Эжекторные холодильные машины. М.: Госторгиздат, 1961.
160 с.'
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Введение (д-р техн, наук И. А. Сакун) 4
Глава 1. Физические основы получения низких температур (д-р техн.
наук Н. Н. Кошкин и канд. техн, наук В. И. Пекарев) . . .8
Дросселирование : —
Вихревой эффект 13
Термоэлектрический эффект • . 14
Глава 2. Термодинамические основы холодильных машин (каид. техн, наук В. И. Пекарев) 16
лассификация обратных циклов ‘ —
Второй закон гермодинамики. Внутренняя и внешняя необратимость 18
Необратимые потери обратных циклов •19
Обратимые обратные циклы в условиях различных внешних источников24
Связь прямого и обратного циклов 27
Эксергетический анализ обратных циклов 29
Глава 3. Рабочие вещества холодильных машин (д-р техн, наук Н. Н. Кошкин и инж. А. К. Стукаленко)32
Термодинамические свойства рабочих веществ холодильных машин (д-р техн, наук Н. Н. Кошкин) 33
Свойства рабочих веществ холодильных машин 4。
Теплофизические свойства. Химические и физико-химические ” свойства. Физиологические свойства
Влияние свойств рабочих веществ на конструкцию и эксплуатационные показатели холодильных машин . . . 45
Принцип выбора рабочих веществ и области применения их в холодиль- ной технике 47
Термодинамические свойства растворов
Глава 4. Циклы и схемы паровых холодильных машин (канд. техн, наук
И. Пекарев) 52
Циклы и принципиальные схемы паровых одноступенчатых холодильных машин —
Холодильная машина с детандером в области влажного пара. Холодильная машина с дросселированием в области влажного пара . : и всасыванием сухого (перегретого) пара. Цикл со сжатием рабочего
вещества по правой пограничной кривой. Методы сокращения необратимых потерь в циклах паровых холодильных машин. Расчет теоретического цикла паровой одноступенчатой холодильной машины
Циклы и принципиальные схемы паровых многоступенчатых холодильных машин
Причины перехода к многоступенчатому сжатию. Влияние многоступенчатого сжатия н дросселирования на необратимые потери в цикле. Выбор промежуточного давления. Циклы и схемы двух- ст^шекчатых холодильных машин с однократным дросселирова- иием. Циклы и схемы двухступенчатых холодильных машин с двухкратным дросселированием. Циклы и схемы трехступелча- тых холодильных машин. Циклы и схемы каскадных холодильных машин
Глава 5. Холодильные компрессоры объемного принципа действия,..
Поршневые компрессоры (канд, гехн. наук Е. Д. Герасимов)....
- Теоретический объемный компрессор. Действительный поршневой компрессор. Конструкции поршневых компрессоров. Узлы и детали компрессоров. Регулирование холодопроизводительности поршневого компрессора. Расчет поршневого компрессора
Винтовые компрессоры (д-р тех л. наук И. А, Сакун и канд. техн, наук В. И. Пекарев)
Классификация. Принцип работы. Достоинства и недостатки. Винты компрессора. Рабочие процессы и производительность винтового компрессора. Объемные и энергетические характеристики винтового компрессора сухого сжатия. Объемные и энергетиче- ，скпе характеристики ^холодильных винтовых маслозаполненных компрессоров (канд, техн, наук В. И. Пекарев). Силы и моменты, . действующие на роторы компрессора
Ротационные компрессоры (д-р техн, наук И. А. Сакун) Пластинчатые ротационные компрессоры. Компрессоры с катящимся ротором
Глава 6. Холодильные компрессоры динамического принципа действия (канд. техн, наук Н. Н. Бухарин)'
Основные уравнения
Урмткеннх одномерного движения рабочего вещества. Уравнение энергии. Уравнение состояния. Уравнеиие процесса. Понятие о КПД. Уравнение расхода. Уравнение моментов количества движения
Центробежные компрессоры Безразмерные параметры центробежного компрессора. Рабочее колесо. Внутренняя мощность ступени. Гидравлический КПД. Коэффициент рег>;и7；в7юсти. Определен!^ размеров рабочего колеса. Диффузоры. Обратно-нгправляющий аппарат. Входные и выходные устройства. Ха- рактеристикп центробежных компрессоров н регулирование их работы. Расчет парового холодильного центробежного компрессора. Конструкции холодильных центробежных компрессоров
Осев匸с компрессоры
Безразмерные параметры осевого компрессора, Расчет осевого компрессора. Конструкция холодильных осевых компрессоров
Г л а в а 7. Аппараты паровых холодильных машни канд. техн, наук Е. Д. Герасимов и ииж. А. К. Стукаленко)
Типы и конструкции конденсаторов
Общая характеристика конденсаторов. Конденсаторы водяного охлаждения. Воздушные конденсаторы
Расчет теплоотдачи в конденсаторах■ 293
Расчет теплоотдачи при конденсации холодильных ■ агентов. Расчет теплоотдачи со стороны охл аждающей среды
Тепловой и конструктивный расчет конденсаторов 302
Исходные параметры. Общая методика расчета. Проточные кожухотрубные конденсаторы. Оросительные и испарительные конденсаторы.
Воздушные конденсаторы
Испарители 314
Испарители для охлаждения жидких теплоносителей. Испарители для охлаждения воздуха
Расчет теплоотдачи в испарителях 327
Расчет теплоотдачи при кипении рабочих веществ. Расчет теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды
Тепловой и конструктивный расчет испарителей для охлаждения
жидких теплоносителей 336
Исходные параметры. Общая методика расчета. Кожухотрубные испарители затопленного типа. Кожухотрубные оросительные испарители.
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб и каналов
Расчет испарителей для охлаждения воздуха 343
' Особенность тепло- и массообмена в воздухоохладителях. Тепловой и
конструктивный расчет воздухоохладителей
Вспомогательная аппаратура (канд. техн, наук А. Я. Ильин)....353
Теплообменники и переохладители. Промежуточные сосуды. Маслоотделители и маслосборники. Отделители жидкости. Грязеуловители, фильтры и осушители. В ьзду х оотдел и тел и. Ресиверы
Глава 8. Газовые холодильные машины (д-р техн, наук Н. Н. Кошкин и канд. техн, наук Н, Н. Бухарин). . 360
Теоретические циклы газовых холодильных машин ........361
Теоретический цикл нерегенеративной ГХМ с детандером. Теоретические циклы регенеративных ГХМ с детандером
Действительные циклы и характеристики газовых холодильных машин •・・・367
Конструкция газовых холодильных машин с детандерами •・・..370
Компрессоры ГХМ. Детандеры ГХМ. Воздушная холодильная машина ГХМ-1-25，
Газовые холодильные машины с вихревыми трубами (д-р техн. наук.
Н. Н. Кошкин) 373
Основные положения. Конструкция ГХМ с вихревой трубой
Г л а в а< 9. Термозлектрические холодильные машины (канд. техн, наук В. И. Пекарев) .377
Основные положения теории термоэлектрических холодильных машин — Термоэлектрические эффекты. Режимы работы термоэлементов
Эффективность применения термоэлектрического охлаждения . . . . ■384
Выбор материалов для термоэлементов. Сравнение термоэлектрических охлаждающих устройств с другими способами охлажде- ния
Глава 10. Пароэжекториые холодильные машины (инж. Е. М. Бамбушек) 387
^Принцип действия и теоретический процесс работы пароэжекторной машины 38"
Газодинамические основы работы пароструйного аппарата ....
Действительный процесс и характеристика работы пароэжекториой машины
Действительный процесс работы ПЭХМ. Характеристика работы пароэжекторной машины
Рабочие схемы и конструкции пароэжекторных холодильных машин
Конструкция и тепловой расчет основных элементов пароэжекторной машины
Испарители. Эжекторы. Конденсаторы
Регулирование холодопроизводительности и автоматизация управления эжекторных холодильных машин
Особенности работы эжекторных машин на различных рабочих веществах
Глава 11. Абсорбционные холодильные машины (канд. техн, наук А. Я. Ильин)
Схема и принцип действия абсорбционной холодильной машины..
Тепловые расчеты теоретических процессов различных схем абсорбционных холодильных машин
Термодинамические диаграммы бинарных растворов. Простейшая схема абсорбционной холодильной машины. Тепловой расчет простейшей схемы машины. Графический расчет простейшей схемы машины. Абсорбционная машина с теплообменником. Абсорбционная машина с теплообменником растворов и ректификацией пара пселе генератора. Графический расчет абсорбционной холодильной машины с теплообменником растворов и водяным дефлегматор ом. Обратная подача раствора в генераторе и абсорбере. Парожидкостной теплообменник
Влияние параметров внешних источников на процессы и эффективность абсорбционных холодильных машин
Влияние температуры греющего источника. Влияние температуры охлаждающей ср)еды. Влияние температуры охлаждаемого . источника'
Абсорбционно-резорбционные и безнасосные абсорбционные холодильные машины-
Особенности процессов абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин (канд. техи. наук Л. С. Тнмофеевский)
Анализ действительных процессов абсорбционных холодильных машин (кандидаты техн, наук А. Я. Ильин и Л. С. Тнмофеевский)..
Конструкции и особенности расчета основных ' аппаратов абсорбционных холодильных машин
Генераторы. Дефлегматоры. Абсорберы. Теплообменники. Испарители. Конденсаторы. Воздухоотделители.
•§ И.8, Характеристики и регулирование абсорбционных холодильных машин
Глава 12. Регулирование и автоматизация (канд. техн, наук В. И. Пекарев). Агрегатирование холодильных машин (кана. техн, иаук А. Я. Ильин)
Регулирование работы холодильных машин■
Способы регулирования холодопроизводительности. Построение характеристик холодильных машин
Автоматизация работы холодильных машин Автоматизация испарителей. Автоматизация конденсаторов. Способы защиты холодильных машин от опасных режимов
Агрегатирование холодильных машин 48°
Компрессорные агрегаты. Компрессорно-конденсаторные агрегаты. Компрессорно-испарительные агрегаты. Аппаратные агрегаг ты. Агрегатированные комплексные холодильные машины •
Глава 13. Применение холодильных машин с использованием вюрйчиых и других тепловых энергоресурсов (канд. техн, иаук Л. С. Тимофеевский) ••；
Классификация ВЭР • •
Процессы абсорбционных повышающего и понижающего термотраис- форматоров
Характеристики абсорбционных повышающего и понижающего тер- мотрансформаторов и основные направления их применения при использовании теплоты ВЭР
Компрессорные тепловые насосы и их - основные показатели . ; •.
Пути использования высоКопотенциальиых ВЭР, солнечной, геотермальной энергии и других тепловых ресурсов для хладо-, тепло- и электроснабжения ••
490491492496497499505490491492496497499505Список литературы.
490
491
492
496
497
499
505
490
491
492
496
497
499
505
ББК 31.392я7
Х71
УДК 621.57 (075)
Н* Н. Кошкин, И. А. Сакун, Е. М. Бамбушек, н. Н. Вухарнн, Е. Д. Герасимов, А. Я. Ильин,。
В. И. Пекарев, А. К・ Стукаленко, Л. С. Тимофеевскин
Рецензенты:
д-р техн, наук проф. Ф. М. Чистяков； кафедра холодильных машин и установок Московского ордена Трудового Красного Знамени технологичен ского института мясной и мол очной промышленности (канд. техн, наук доц, Г. 〃* Аверин, канд. техн, наук дон. К. П. Венгер, д-р техн, наук профв
Я. Каухчешеили)
^ЧйОНЖЯ^ЧйОНЖЯ关6心51斗关6心51斗完6一%完6一%
^ЧйОНЖЯ
^ЧйОНЖЯ
关6心51斗
关6心51斗
完6一%
完6一%
Холодильные машины: * Учебн. для втузов по специально- Х71 ст и «Холодильные машины и установкш'Н. Н. Кошкин, И. А. Сакун, Е. М. Бамбушек и др.; Под общ. ред. И. А. Са- куна. — Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1985.— 510 с,, ил.
В nepj 1 р. 60 к.
v 2303050000-169ББК 31.392я7
Х 038 (61)-85~ 169-856П2.28
© Издательство «Машиностроение》，1985 г.