- •Глава 1. Термодинамические основи
- •Глава 2. Конструкция холодильних машин 96
- •Глава 3. Регулирование. Автоматизации работьі. Защита холодильних машин и установок кондиционирования воздуха 187
- •Глава 8. Система отопления и водоснабжения
- •Глава 1. Термодинамические основьі холодильних машин
- •1.1. Физические принципи получения низких температур
- •1.2. Основньїе параметри и единицьі их измерения
- •1.3. Первьій и второй закони термодинамики
- •1.4. Агрегатное состояние вещества
- •1.5. Обратньїй цикл Карно
- •125,6 Єтеор _ _ 3,73
- •1.6. Классификация и теплотехнические основи работьі холодильних машин
- •1.7. Рабочий процесс паровой компрессорной холодильной машини
- •1.8 Рабочий процесс и основньїе параметри поршневого компрессора
- •1.9. Холодопроизводительность компрессора и установки
- •1.10. Мощность компрессора и знергетические козффициентьі
- •1.11. Рабочие процесом парових двухступенчатьіх компресспоннмх холодильних машин
- •1.12. Холодильнме агентм и холодоносители
- •1.12.1 Холодильнме агентм
- •1.12.2. Теплоносители
- •Глава 2. Конструкция холодильних машин 2.1. Компрессорьі холодильньїх машин
- •2.1.1. Классификация поршневих компрессоров
- •2.1.2. Конструкция компрессоров
- •Оптимальньїе значения висоти подьема замьїкающего злемента клапана
- •2.1.3. Винтовьіе и роторньїе холодильнме компрессорьі
- •2.2. Устройство поршневих хладоновьіх компрессоров
- •2.2.1 Компрессор 2н2-56/7,5-105/7
- •2 Х 90° V-образное
- •2.2.2. Автоматический запорньїй вентиль
- •2.2.3. Компрессор 2фуубс-18
- •Технические характеристики компрессора 2фуубс-18
- •2.2.4. Компрессор типа V
- •2.2.5. Повьішение надежности и зкономичности компрессоров
- •2.2.6. Характерніше неисправности и требования безопасности при обслуживании компрессоров
- •И способи их устранения
- •2.3. Теплообменньїе и вспомогательньїе аппаратьі 2.3.1. Назначение теплообменников холодильних установок
- •2.3.2. Классификация и устройство конденсаторов
- •2.3.3. Теплопередача в конденсаторах и тепловой расчет
- •2.3.4. Классификация испарителей
- •2.3.5. Теплопередача в испарителях и воздухоохладителях
- •2.3.6. Конструкция испарителей подвижного состава
- •2.3.7. Характерньїе неисправности теплообменньїх аппаратов
- •2.3.8. Расчет испарителей
- •2.3.9. Вспомогательньїе аппаратьі
- •Глава 3. Регулирование. Автоматизация работьі. Защита холодильних машин и установок кондиционирования воздуха
- •3.1. Принципи автоматизации холодильних установок
- •3.2. Основньїе понятия об автоматическом регулировании
- •3.3. Классификация и основньїе злементьі приборов автоматики
- •3.4. Регуляторьі заполнения испарителя хладагентом
- •3.5. Терморегулирующие вентили
- •3.6 Приборьі регулирования давления
- •3.7 Приборьі регулирования температури
- •3.8. Исполнительньїе механизмьі
- •Глава 4. Холодильное оборудование пассажирских вагонов
- •4.1. Установка кондиционирования воздуха мав-іі
- •Вьібор ступеней охлаждения
- •4.2 Установка кондиционирования воздуха укв-31
- •4.3. Шкафьі-холодильники вагонов-ресторанов и охладители питьевой води
- •4.3.1. Шкафь-холодильники
- •4.3.2 Водоохладители
- •Глава 5. Хладоновьіе установки рефрижераторного подвижного состава
- •5.1. Основньїе характеристики хладоновьіх холодильних установок
- •5.2. Холодильньїе установки секции 2в-5 и арв
- •5.2.1. Холодильно-нагревательньїй агрегат раь-056/7
- •5.3 Холодильнме установки секций 5-бмз
- •5.4. Холодильная установка вагона для перевозки живой рьібьі
- •Глава 6. Жидкоазотная система охлаждения грузов (жасо)
- •6.1. Зарубежньїе разработки
- •6.2. Отечественньїе разработки жасо для железнодорожного транспорта
- •6.2.1. Крупнотоннажньїй рефрижераторний контейнер с азотной системой охлаждения
- •6.2.2. Система охлаждения в ажв
- •Основнье характеристики цистернь транспортной криогенной цтк - 1/0, 25
- •6.2.3. Макетньїй образец ажв
- •Глава 7. Зксплуатация и техническое обслуживание хладоновьіх
- •7.1. Зксплуатация и техническое обслуживание холодильного оборудования рефрижераторного подвижного состава
- •7.1.1. Холодильно-нагревательньїе установки вр-1м
- •7.1.2 Холодильно-нагревательная установка гаь-056/7
- •7.1.3. Установка кондиционирования воздуха мав-п
- •7.1.4. Установка кондиционирования воздуха укв-31
- •7.1.5. Шкафьі-холодильники
- •7.2. Техническая диагностика холодильньгх установок
- •7.3. Техника безопасности при обслуживании, ремонте и испьгтаниях холодильньгх установок
- •7.3.1. Общие положения
- •7.3.2. Правила техники безопасности
- •Глава 8. Система отопления и водоснабжения рефрижераторного подвижного состава и пассажирских вагонов
- •8.1.2. Рефрижераторная пятивагонная секция типа бмз
- •8.2. Вентиляция воздуха в пассажирских вагонах
- •8.2.1. Особенности системи вентиляции с рециркуляцией воздуха
- •8.2.2. Основи расчета и вьібора параметров системи вентиляции
- •8.3. Система отопления рпс и пассажирских вагонов
- •8.3.1. Рефрижераторная пятивагонная секция типа 2в-5
- •8.3.2. Рефрижераторная пятивагонная секция типа бмз
- •8.3.3. Система отопления купейного и некупейного вагонов постройки Тверского вагоностроительного завода (твз)
- •8.3.4. Система отопления купейного вагона постройки Германии
- •8.4. Системьі водоснабжения рпс и пассажирских вагонов
- •8.4.1. Рефрижераторная пятивагонная секция типа хб-5
- •8.4.2. Рефрижераторная пятивагонная секция типа бмз
- •8.4.3. Водоснабжение пассажирских вагонов
- •8.4.4. Система водоснабжения купейного вагона модели 61-4179 постройки твз
- •Литература
1.8 Рабочий процесс и основньїе параметри поршневого компрессора
Компрессор — зто машина, которая в отличие от двигателей не совершает работу, а потребляет ее. Компрессор — один из основ-ньх и наиболее ответственньх злементов холодильной машинь . Наиболее распространень поршневье холодильнье компрессорь с возвратно-поступательньм движением поршня. Простейший пор-шневой компрессор (рис. 1.12) состоит из цилиндра 1, в котором перемещается поршень 3.
Движение поршня обеспечивается кривошипно-шатунньм механиз-мом 4 от вала с приводньм двигателем. В крьшке цилиндра располо-женьї нагнетательньїй 2 и всасьівающий 5 клапаньї компрессора.
За один оборот вала, т.е. за два хода поршня, в каждом цилиндре компрессора совершается полний рабочий процесс. При движении пор- шня 3 в надпоршневом пространстве создается разрежение и пари хлада- гента всасиваются в цилиндр из ис- парителя И через откривающийся клапан 5. При обратном ходе порш- ня пари сжимаются и давление воз- растает. Всаснвающий клапан при атом закривается, а сжатие пари че- рез нагнетательний клапан 2 витал- Рис. 1.12. Схема поршневого киваются в конденсатор К. Затем на- к°мпресс°ра
правление движения поршня меняется, нагнетательний клапан закривается и компрессор вновь отсасивает пари из испарителя. Таким образом, циклически повторяется весь рабочий процесс.
В теоретическом компрессоре нет никаких анергетических и обьемних потерь. В индикаторной диаграмме теоретического рабочего процесса компрессора линия а—1 (рис. 1.13) изображает вса-сивание паров хладагента при постоянном давлении Р0 (равном дав-лению в испарителе), линия 1—2 — адиабатическое (без потерь) сжатие, линия 2—Ь — нагнетание паров хладагента при постоянном давлении Рк в конденсаторе. Обьем вса-сиваемого пара соответствует обье-му, описиваемому поршнем компрессора У=УН. Производительность или подача компрессора должна соответ-ствовать массовой (обьемной) произ-водительности испарителя, т. е. ком-прессор должен отсасивать весь пар, образовавшийся в испарителе при отьеме тепла хладагентом от охлаж-даемого помещения. Только в таком
случае в испарителе будет создавать- рис. 1.13. Теоретический рабочий
ся пониженное давление и требуемая процесс компрессора температура кипения хладагента. В свою очередь производитель-ность конденсатора, т.е. реализуемьй в нем тепловой поток, долж-на соответствовать подаче компрессора, чтобь весь нагнетаемьй пар мог превратиться в жидкость.
Производительность холодильного компрессора вьражается не толь-ко массой или обьемом всасьваемого в единицу времени пара, но и хо-лодопроизводительностью машинь , т.е. количеством тепла 0 (Вт), вос-принимаемого от охлаждаемой средьі в единицу времени. Массу вса-сьіваемого компрессором пара О (кг/с) при заданной холодопроизво-дительности машинь 00 (Вт) и удельной массовой холодопроизводи-тельности хладагента #0 (Дж/кг) определяют по формуле:
в=&
Ч о
Обьем всасьіваемьіх компрессором паров V (м3/с) при их удель-ном обьеме V! (м3/кг), соответствующем состоянию пара перед вса-сьвающим клапаном компрессора, находят по формуле:
V = О у1.
При заданной массе или обьеме всасьваемого пара холодопро-изводительность компрессора (Вт) определяется как
= вчо = У^ = УдУг
где ^ — удельная обьемная холодопроизводительность хладагента, Дж/м3.
Поясним, что холодопроизводительность компрессора зависит не только от массь или обьема всасьваемьх паров, но и от их па-раметров. Теоретической холодопроизводительностью 1 кг хлада-гента назьвают разность между знтальпиями хладагента жидкого перед дроссельньм регулирующим вентилем и испарившегося в со-ответствии с теоретическим циклом.
Действительньй процесс заметно отличается от теоретического и по степени его приближения к теоретическому судят о совершенстве кон-струкции и соответствии компрессора конкретной холодильной уста-новке. Так, в теоретическом процессе всасьвание и нагнетание проис
ходят при постоянних давлениях, а цилиндр теоретического компрессора не имеет вредного пространства. В действительном рабочем процессе имеются обьемние потери, снижаю-
щие холодопроизводительность ком-прессора, и анергетические потери,
визивающие дополнительний расход
анергии на сжатие пара.
Индикаторная диаграмма рабо-
чего процесса реального компрессо-
ра (рис. 1.14) существенно отличает-
ся от теоретической диаграмми из- Рис. 1.14. Действительний рабочий
процесс в компрессоре
за наличия вредного пространства
сопротивления движению потока паров хладагента в трубопроводах и клапанах, разници между давлениями всасивания в комп-рессор и кипения в испарителе, нагнетания из компрессора и конден-сации в конденсаторе, потерь тепла и теплообмена во всех алементах холодильной машини.
Всасивание паров хладагента начинается при давлении меньшем, чем в испарителе. Обьясняется ато тем, что давление перед всаси-вающим клапаном компрессора Рвс ниже, чем давление кипения в испарителе из-за потерь при движении хладагента по трубопроводу. Давление в самом цилиндре в начале всасивания Р1 еще ниже из-за потерь при проходе через суженное сечение всасивающего клапана.
Весь дальнейший процесс всасивания (линия 1—2) в действи-тельном рабочем процессе протекает при давлении меньшем, чем в испарителе, на величину .
По аналогичним причинам из-за сопротивлений в нагнетатель-ном клапане и трубопроводе процесс нагнетания паров хладагента (линия 3—4) реализуется при давлении Р2 в цилиндре, которое више давления в нагнетательном трубопроводе и тем более давления в конденсаторе Рк (на величину АРк). В процессе сжатия 2—4 пови-шается давление и температура паров хладагента, а часть хода поршня (на участке 2—2") затрачивается на доведение давления в ци-
линдре доР0 .
Фактическое уменьшение обьема всасьівания, вьізванное поте-рями давления, изображено на диаграмме отрезком величина которого возрастает с увеличением падения давления АР0. Процесс 2—3 представляет собой адиабатический процесс сжатия паров хла-дагента с различной степенью сухости. Рассмотрим подробнее по-тери, имеющиеся в реальньх компрессорах.
Потери от вредного пространства связаньї с невозможностью полного использования всего обьема цилиндра компрессора. Рас-стояние между поршнем в крайнем верхнем положении и крьшкой цилиндра является линейньм вредньм (мертвьм) пространством, а обьем между поршнем в зтом положении и крьшкой (включая щели к пластинам клапанов) представляет обьемное вредное про-странство V). Линейньїй размер вредного пространства составляет 0,5—3 мм. Обьічно вредное пространство вьіражают в процентах обьема Vн, описьіваемого поршнем, т.е. С= (^/^)400. В совре-менньх компрессорах величина вредного пространства составляет 1,5—4,5 % от рабочего обьема цилиндра.
Действительньй процесс вьталкивания паров хладагента из ци-линдра компрессора заканчивается в точке 4, позтому во вредном пространстве остается некоторое количество сжатьх паров, имею-щих давление Рк. Зта часть оставшихся паров при обратном ходе поршня расширяется (линия 4—1) до давления в испарителе, и толь-ко тогда начнется всасьвание новой порции пара из испарителя. Поскольку при зтом теряется часть полезного обьема цилиндра (отрезок С1), обьем всасьіваемого пара составит V1 = V^г - С^.
Козффициент, характеризующий уменьшение подачи компрес-сора вследствие расширения хладагента из вредного пространства, назьівают обьемньгм козффициентом ?с= ^^2^Vн;
Если остающийся во вредном пространстве цилиндра пар влаж-ньй, то процесс всасьвания начинается позже, чем при сухом паре, так как больше частиц его жидкости испаряется в цилиндре.
При сухом паре процесс всасьвания начинается раньше, а ли-ния 4—1 расширения паров идет более отвесно.
Чем больше вредное пространство, тем значительнее обьемньїе по-тери в компрессоре. Зти потери возрастают и с увеличением соотно-шения давлений нагнетания и всасьівания Рк/Р0> так как в зтом случае увеличивается масса остающихся в мертвом пространстве паров.
Потери при всасивании и нагнетании связани с изменениями давления паров при проходе через клапани и трубопроводи. Клапани реального компрессора откриваются под действием разно-сти давлений паров хладагента в цилиндре и трубопроводах холо-дильной машини. Падение давления при движении хладагента по трубопроводам и через суженние проходние сечения клапанов ви-зивает изменение давлений всасивания и нагнетания.
Понижение давления при всасивании приводит к увеличению удельного обьема и уменьшению масси пара, поступающего в ци-линдр компрессора. Повишение давления при нагнетании визива-ет дополнительние затрати анергии на сжатие паров в компрессо-ре и увеличение потерь оставшимся во вредном пространстве паром. Потери давления при всасивании АР0 у современних комп-рессоров составляют 0,01—0,04 МПа, при нагнетании АРк — до 0,05—0,08 МПа. Зти потери увеличивают соотношение Рк/Р0, а сле-довательно, и обьемние потери в компрессоре.
Коаффициент, характеризующий уменьшение холодопроизводи-тельности компрессора вследствие потерь давления хладагента во всасивающем трубопроводе и клапанах, називают коаффициентом дросселирования: Хдр= ї^/ї^.
Обьемние потери от вредного пространства С1 и сопротивле-ний в клапанах С2 видни на индикаторной диаграмме. Их учити-вают индикаторним коаффициентом подачи:
_ У2 у у
А і — А п А др — — .
С др Уь Уг Уь
Снизить потери от дросселирования можно применением специ-альной конструкции всасивающего тракта компрессора, обеспечи-вающей резонансний (пульсирующий) или инерционний наддув.
Потери от теплообмена возникают в реальних компрессорах вследствие циклического изменения температури паров хладагента в цилиндре. Нагревающиеся при сжатии пари отдают стенкам ци-линдра часть тепла, которое отводится затем во внешнюю охлажда-ющую среду. Напротив, при всасивании пари хладагента нагрева-ются во всасивающем канале (главним образом от стенок цилинд-ра), что приводит к увеличению их удельного обьема и уменьшению масси всасиваемого хладагента. Коаффициент, характеризующий уменьшение подачи компрессора вследствие повьшения температу-рь хладагента из-за теплообмена в цилиндре, назьвают козффици-ентом подогрева X п, определяемьім обьічно опьітньїм путем.
Для уменьшения подогрева паров от стенок цилиндра интенсифи-цируют его охлаждение или увеличивают частоту вращения коленча-того вала компрессора. Потери от подогрева уменьшаются при вса-сьвании перегретьх паров хладагента и увеличиваются при всасьва-нии влажньх паров, так как в последнем случае испаряющиеся при подогреве капельки жидкости занимают значительную часть полез-ного обьема цилиндра. Необходимьій перегрев паров зависит от свойств хладагента и конструкции компрессора. Для аммиака реко-мендуется перегрев на 5—20 °С, для хладона КЛ2 — на 10 — 35 °С.
Потери от утечек хладагента происходят из-за наличия зазора между поршнем и цилиндром компрессора, а также неплотности клапанов. Уменьшение подачи компрессора из-за неплотностей зле-ментов характеризуется козффициентом плотности X , которьій зависит от конструкции, бьстроходности компрессора и степени износа рабочих поверхностей.
Козффициент подачи компрессора X вьіражается соотношением масс циркулирующего хладагента для действительного и теорети-ческого компрессоров: X = О/Отеор. Козффициент подачи можно представить и отношением действительного обьема всасьваемого пара V (при параметрах во всасьівающем патрубке компрессора) к обьему, описьіваемому поршнем V}!, т.е. к теоретическому обьему всасьівания: X др= V/V^і. Тогда
в теор ч0 УкЧУ (2 теор
Козффициент подачи вьражают и как произведение всех обьем-ньгх козффициентов: X = X ^ Xп Xпл.
Козффициент подачи дает общую оценку потерь в реальном комп-рессоре в зависимости от величинь вредного пространства цилиндра, соотношения давлений конденсации и нагнетания хладагента, а также от температурь всасьваемого пара, скорости движения и изношеннос-ти деталей поршневой группь и клапанов. Обьчно зтот козффициент определяют опьтньм путем, обобщая даннье в виде осредненньх
графических зависимостей (рис 1.15) На графике видно, как уменьшается значение Я с увеличением соотношения дав-лении Рк/Р0, називаемого степе-нью сжатия пк. Определяют ко-аффициент подачи и по ампи-рическим формулам. Так для фреоновиїх компрессоров 2ФУ-УБС18 институт ВНИИХолод-маш рекомендует формулу
Я = 0,855 - 0,0425 Р /Р0.