Степень повышения давления рабочего тела в компрессоре, определяющая его тип и конструкцию:

βк = Рк/Р0.

(1.23)

Холодильный коэффициент термодинамического цикла

εт= q0/lц = Q0/Nк =(h1 – h4)/(h2 – h1).

(1.24)

Количество теплоты, отводимой от рабочего тела в конденсаторе (тепловая нагрузка на конденсатор):

Qк = Ga(h2 – h3) = Q0 + Nк=(εт + 1)Q0/εт.

(1.25)

Количествотеплоты, отводимойотрабочеготелаприфреохлаждении (тепловая нагрузка на переохладитель):

Q	= G	(h		– h //),	(1.26)
п	a		3	3
Для цикла с регенерацией (рис. 1.11) удельная холодопроизво-
дительность машины;
qop =h1/ – h4,					(1.27)

Рабочее тело в точке 1′ представляет собой сухой насыщенный пар либо перегретый на (2—3) К. Состояние рабочего тела в точке 3 определяют по тепловому балансу регенератора:

h3 – h3//= h1 – h1/.

(1.28)

Перегрев на всасывании в компрессоре для цикла с регенерацией составляет около 20 К.

1.8 Рабочий процесс и основные параметры поршневого компрессора

Компрессор — это машина, которая в отличие от двигателей не совершает работу, а потребляет ее. Компрессор — один из основных и наиболее ответственных элементов холодильной машины. Наиболее распространены поршневые холодильные компрессоры свозвратно-поступательнымдвижениемпоршня. Простейшийпоршневой компрессор (рис. 1.12) состоит из цилиндра 1, в котором перемещается поршень 3.

Движениепоршняобеспечиваетсякривошипно-шатунныммеханиз- мом4 отваласприводнымдвигателем. Вкрышкецилиндрарасположены нагнетательный 2 и всасывающий 5 клапаны компрессора.

44

За один оборот вала, т.е. за два
хода поршня, в каждом цилиндре
компрессора совершается полный
рабочийпроцесс. Придвижениипор-
шня3 внадпоршневомпространстве
создается разрежение и пары хлада-
гента всасываются в цилиндр из ис-
парителя И через открывающийся
клапан 5. При обратном ходе порш-
ня пары сжимаются и давление воз-
растает. Всасывающий клапан при
этомзакрывается, асжатыепарыче-
рез нагнетательный клапан 2 вытал-	Рис. 1.12. Схема поршневого
киваютсявконденсаторК. Затемна-	компрессора

правлениедвиженияпоршняменяется, нагнетательныйклапанзакрываетсяикомпрессорвновьотсасываетпарыизиспарителя. Такимобразом, циклически повторяется весь рабочий процесс.

В теоретическом компрессоре нет никаких энергетических и объемных потерь. В индикаторной диаграмме теоретического ра- бочегопроцессакомпрессоралинияа—1 (рис. 1.13) изображаетвсасываниепаровхладагентаприпостоянномдавленииР0 (равномдавлению в испарителе), линия 1—2 — адиабатическое (без потерь)

сжатие, линия 2—b — нагнетание па-
ров хладагента при постоянном дав-
лении Рк в конденсаторе. Объем вса-
сываемого пара соответствует объе-
му, описываемомупоршнемкомпрес-
сораV=Vh. Производительностьили
подачакомпрессорадолжнасоответ-
ствоватьмассовой(объемной) произ-
водительности испарителя, т.е. ком-
прессор должен отсасывать весь пар,
образовавшийся в испарителе при
отъеме тепла хладагентом от охлаж-
даемого помещения. Только в таком
случае в испарителе будет создавать-	Рис. 1.13. Теоретическийрабочий
ся пониженное давление и требуемая	процесс компрессора

45

температура кипения хладагента. В свою очередь производительность конденсатора, т.е. реализуемый в нем тепловой поток, должна соответствовать подаче компрессора, чтобы весь нагнетаемый пар мог превратиться в жидкость.

Производительностьхолодильногокомпрессоравыражаетсянетолькомассойилиобъемомвсасываемоговединицувременипара, ноихолодопроизводительностьюмашины, т.е. количествомтеплаQ (Вт), воспринимаемого от охлаждаемой среды в единицу времени. Массу всасываемого компрессором пара G (кг/с) при заданной холодопроизводительности машины Q0 (Вт) иудельной массовой холодопроизводительности хладагента q0 (Дж/кг) определяют по формуле:

G = Q0 . q0

Объем всасываемых компрессором паров V (м3/с) при их удельном объеме v1 (м3/кг), соответствующем состоянию пара перед всасывающим клапаном компрессора, находят по формуле:

V = G v1.

При заданной массе или объеме всасываемого пара холодопроизводительность компрессора (Вт) определяется как

Q0 = Gq0 = V q0 = Vqv,

v1

где qv — удельная объемная холодопроизводительность хладагента, Дж/м3.

Поясним, что холодопроизводительность компрессора зависит не только от массы или объема всасываемых паров, но и от их параметров. Теоретической холодопроизводительностью 1 кг хладагента называют разность между энтальпиями хладагента жидкого перед дроссельным регулирующим вентилем и испарившегося в соответствии с теоретическим циклом.

Действительныйпроцессзаметноотличаетсяоттеоретическогоипо степени его приближения к теоретическому судят о совершенстве конструкции и соответствии компрессора конкретной холодильной установке. Так, в теоретическом процессе всасывание и нагнетание проис-

46

Рис. 1.14. Действительныйрабочий процесс в компрессоре

ходят при постоянных давлениях, а цилиндртеоретическогокомпрессора не имеет вредного пространства. В действительном рабочем процессе имеются объемные потери, снижающиехолодопроизводительностькомпрессора, и энергетические потери, вызывающиедополнительныйрасход энергиинасжатиепара.

Индикаторная диаграмма рабочегопроцессареальногокомпрессора(рис. 1.14) существенноотличается от теоретической диаграммы изза наличия вредного пространства

V0, сопротивления движению потока паров хладагента в трубопроводах и клапанах, разницы между давлениями всасывания в компрессорикипениявиспарителе, нагнетанияизкомпрессораиконденсациивконденсаторе, потерьтеплаитеплообменавовсехэлементах холодильной машины.

Всасываниепаровхладагентаначинаетсяпридавлениименьшем, чем в испарителе. Объясняется это тем, что давление перед всасывающим клапаном компрессора Pвс ниже, чем давление кипения в испарителе P0, из-запотерьпридвижении хладагентапотрубопроводу. Давление в самом цилиндре в начале всасывания P1 еще ниже из-за потерь при проходе через суженное сечение всасывающего клапана.

Весь дальнейший процесс всасывания (линия 1—2) в действительном рабочем процессе протекает при давлении меньшем, чем в испарителе, на величину ∆P0 .

По аналогичным причинам из-за сопротивлений в нагнетательном клапане и трубопроводе процесс нагнетания паров хладагента (линия3—4) реализуетсяпридавленииP2 вцилиндре, котороевыше давления в нагнетательном трубопроводе и тем более давления в конденсаторе Pк (на величину ∆Pк). В процессе сжатия 2—4 повышается давление итемпература паровхладагента, ачастьходапоршня (на участке 2—2') затрачивается на доведение давления в цилиндре доP0 .

47

Фактическое уменьшение объема всасывания, вызванное потерями давления, изображено на диаграмме отрезком C2, величина которого возрастает с увеличением падения давления ∆Р0. Процесс 2—3 представляетсобойадиабатическийпроцесссжатияпаровхладагента с различной степенью сухости. Рассмотрим подробнее потери, имеющиеся в реальных компрессорах.

Потери от вредного пространства связаны с невозможностью полного использования всего объема цилиндра компрессора. Расстояние между поршнем в крайнем верхнем положении и крышкой цилиндра является линейным вредным (мертвым) пространством, а объем между поршнем в этом положении и крышкой (включая щели к пластинам клапанов) представляет объемное вредное пространство V0. Линейный размер вредного пространства составляет 0,5—3 мм. Обычно вредное пространство выражают в процентах объема Vh, описываемого поршнем, т.е. С= (V0/Vh)·100. В современных компрессорах величина вредного пространства составляет 1,5—4,5 % от рабочего объема цилиндра.

Действительный процесс выталкивания паров хладагента из цилиндра компрессора заканчивается в точке 4, поэтому во вредном пространстве остается некоторое количество сжатых паров, имеющих давление Рк. Эта часть оставшихся паров при обратном ходе поршнярасширяется(линия4—1) додавлениявиспарителе, итолько тогда начнется всасывание новой порции пара из испарителя. Поскольку при этом теряется часть полезного объема цилиндра (отрезок C1), объем всасываемого пара составит V1=Vh – C1.

Коэффициент, характеризующий уменьшение подачи компрессора вследствие расширения хладагента из вредного пространства, называют объемным коэффициентом λС=V2/Vh.

Если остающийся во вредном пространстве цилиндра пар влажный, то процесс всасывания начинается позже, чем при сухом паре, так как больше частиц его жидкости испаряется в цилиндре.

При сухом паре процесс всасывания начинается раньше, а линия 4—1 расширения паров идет более отвесно.

Чембольшевредноепространство, темзначительнееобъемныепотери в компрессоре. Эти потери возрастают и с увеличением соотношениядавленийнагнетанияивсасыванияРк/Р0, таккаквэтомслучае увеличивается масса остающихся в мертвом пространстве паров.

48

Потери при всасывании и нагнетании связаны с изменениями давления паров при проходе через клапаны и трубопроводы. Клапаны реального компрессора открываются под действием разности давлений паров хладагента в цилиндре и трубопроводах холодильной машины. Падение давления при движении хладагента по трубопроводам и через суженные проходные сечения клапанов вызывает изменение давлений всасывания и нагнетания.

Понижение давления при всасывании приводит к увеличению удельного объема и уменьшению массы пара, поступающего в цилиндр компрессора. Повышение давления при нагнетании вызывает дополнительные затраты энергии на сжатие паров в компрессоре и увеличение потерь оставшимся во вредном пространстве паром. Потери давления при всасывании ∆Р0 у современных компрессоров составляют 0,01—0,04 МПа, при нагнетании ∆Рк — до 0,05—0,08 МПа. ЭтипотериувеличиваютсоотношениеРк/Р0, аследовательно, и объемные потери в компрессоре.

Коэффициент, характеризующийуменьшениехолодопроизводительности компрессора вследствие потерь давления хладагента во всасывающемтрубопроводеиклапанах, называюткоэффициентом

дросселирования: λдр= V1/V2.

Объемные потери от вредного пространства C1 и сопротивлений в клапанах С2 видны на индикаторной диаграмме. Их учитывают индикаторным коэффициентом подачи:

λi = λСλдр =	V2		V1	=		V1		.
	V		V			V	h
	h	2

Снизить потери от дросселирования можно применением специальной конструкции всасывающего тракта компрессора, обеспечивающей резонансный (пульсирующий) или инерционный наддув.

Потери от теплообмена возникают в реальных компрессорах вследствие циклического изменения температуры паров хладагента в цилиндре. Нагревающиеся при сжатии пары отдают стенкам цилиндра часть тепла, которое отводится затем во внешнюю охлаждающую среду. Напротив, при всасывании пары хладагента нагреваются во всасывающем канале (главным образом от стенок цилиндра), что приводит к увеличению их удельного объема и уменьшению массы всасываемого хладагента. Коэффициент, характеризующий

49

уменьшение подачи компрессора вследствие повышения температуры хладагента из-за теплообмена в цилиндре, называют коэффициентом подогрева λ п, определяемым обычно опытным путем.

Для уменьшения подогрева паров от стенок цилиндра интенсифицируют его охлаждение или увеличивают частоту вращения коленчатого вала компрессора. Потери от подогрева уменьшаются при всасывании перегретых паров хладагента и увеличиваются при всасывании влажных паров, так как в последнем случае испаряющиеся при подогреве капельки жидкости занимают значительную часть полезного объема цилиндра. Необходимый перегрев паров зависит от свойств хладагента и конструкции компрессора. Для аммиака рекомендуется перегрев на 5—20 °С, для хладона R12 — на 10 — 35 °С.

Потери от утечек хладагента происходят из-за наличия зазора между поршнем и цилиндром компрессора, а также неплотности клапанов. Уменьшениеподачикомпрессораиз-занеплотностейэле- ментов характеризуется коэффициентом плотности λ пл, который зависит от конструкции, быстроходности компрессора и степени износа рабочих поверхностей.

Коэффициент подачи компрессора λ выражается соотношением масс циркулирующего хладагента для действительного и теоретического компрессоров: λ = G/Gтeop. Коэффициент подачи можно представить и отношением действительного объема всасываемого пара V (при параметрах во всасывающем патрубке компрессора) к объему, описываемому поршнем Vh, т.е. к теоретическому объему всасывания: λ др= V/Vh. Тогда

λ =	Gq0	=		Vqv	=	Q0	.
	Gтеорq0
			Vh qv			Qтеор

Коэффициент подачивыражаютикакпроизведение всехобъемных коэффициентов: λ = λ i λп λпл.

Коэффициент подачи дает общую оценку потерь в реальном компрессоре в зависимости от величины вредного пространства цилиндра, соотношения давлений конденсации и нагнетания хладагента, а также оттемпературывсасываемогопара, скоростидвиженияиизношенности деталей поршневой группы и клапанов. Обычно этот коэффициент определяют опытным путем, обобщая данные в виде осредненных

50

графических зависимостей (рис 1.15) На графике видно, как уменьшается значение λ с увеличением соотношения давленииРк/Р0,называемогостепеньюсжатияπк. Определяюткоэффициент подачи и по эмпирическим формулам. Так для

фреоновыхкомпрессоров2ФУ-	Рис. 1.15. Коэффициентподачикомпрес-
УБС18 институт ВНИИХолод-	соров: 1, 2, 4 — поршневыхбескрейцкоп-
машрекомендуетформулу	фных, работающих на фреоне-22
λ = 0,855 – 0,0425 Рк/Р0.	и на хладоне-12; 3 — винтовых

1.9.Холодопроизводительность компрессора

иустановки

Основнойхарактеристикойхолодильнойустановкиявляетсяеехолодопроизводительность, котораяопределяетсясвойствамихладагента

изначениямитемператур его конденсации tк и кипения t0, т.е. Q0 = f(tк, t0). Сизменением температурыохлаждающеговоздухаизменяется

итемпература кипения хладагента, а значит, и холодопроизводитель-

ностьустановки. Зависимость Q0 от tк и t0 определяется наосновевыраженияобъемнойхолодопроизводительности компрессора:

Q0 = λVh qv = Vдqv , (1.29)

где Vд — действительный объем всасываемого пара, м3/ч. Это выражение дает теоретическое значение холодопроизводи-

тельностилюбогокомпрессорасизвестнымигеометрическимиразмерами цилиндров.

Объем, описываемый поршнями, зависит от размеров, числа цилиндров и частоты вращения коленчатого вала компрессора:

	Vh =	πD2	s n z 60 = 47,1s n z ,	(1.30)
		4

где D — диаметр цилиндра, м; s — ход поршня, м; п — частота вращения вала, об/мин; z — число цилиндров.

51

Холодопроизводительность компрессора должна соответствовать холодопроизводительности испарителя. В свою очередь количество тепла, которое холодильная машина отнимает от охлаждаемой среды в единицу времени, называется холодопроизводительностьюмашины. ОнаопределяетсяколичествомхладагентаG, проходящего в единицу времени (кг/ч), и его удельной массовой холодопроизводительностью q0 (Дж/кг):

Q0 = Gq0 = G(i1 – i4),

где q0 = i1 – i4 — разность энтальпий на границах процессов. Установленный в вагоне компрессор работает в различных условияхэксплуатации, поэтомуимеетразнуюхолодопроизводительность и меняющиеся рабочие объемные и энергетические характеристики. Основное влияние на холодопроизводительность и рабочие характеристикикомпрессораоказываетстепеньсжатияξк. Сувеличениемстепени сжатия резко возрастают объемные потери за счет увеличения количествапара, расширяющегосяизвредногопространствацилиндра. Приэтомвозрастаеттакжетемпературасжимаемогопараитеплоотдачакстенкамцилиндра. Холодопроизводительностькомпрессора

снижается и при всасывании им влажного пара.

Для одного и того же компрессора при неизменной частоте вращения коленчатого вала величина описываемого поршнем объема νh постоянна. Однако объемная и массовая холодопроизводительность — соответственно qv и q0, а также коэффициент подачи в эксплуатации меняются. Нанихвлияеттемпературныйрежимработыхолодильной машины, т.е. температуры кипения t0, конденсации tк и температура жидкого хладагента перед регулирующим вентилем tи.

При разных температурах t0, tк и tи холодильная машина с одним и тем же компрессором и постоянной частотой вращения вала обеспечивает разную холодопроизводительность и имеет различную энергетическую эффективность. При повышении температуры t0 и понижении температур tк и tи холодопроизводительность машины увеличивается, при понижении t0 и повышении tк и tи — уменьшается. Наибольшее влияние на холодопроизводительность машины оказывает температура кипения хладагента На рис. 1.16, а отрезки 4—1, 4'—1', 4"—1" выражают холодопроизводительность q0. При снижении температуры кипения и постоянной температуре

52

Рис. 1.16. Цикл холодильной машины при различных температурах кипения (а) и конденсации (б) хладагента

конденсации эти отрезки почти одинаковы (q0 ≈ q0′ ≈ q0″). Однако с понижением температуры кипения резко увеличивается удельный объемвсасываемогокомпрессоромпараν1 из-запонижениядавления виспарителеипадаетобъемнаяхолодопроизводительность. Понижение температуры кипения на °С приводит к снижению холодопроизводительности аммиачных машин на 6 %, фреоновых — на 4 % .

Объемнаяхолодопроизводительностьуменьшаетсятакжеприповышениитемпературыконденсации. Издиаграммы(рис. 1.16, б), где отрезки4—1, 4'—1, 4"—1 выражаютхолодопроизводительность, видно, что она уменьшается с повышением температуры конденсации (q0 > q0′ > q0″), тогда как удельный объем всасывания остается неизменным. Коэффициент подачи с повышением tк тоже уменьшается.

Такое же влияние на снижение холодопроизводительности компрессора оказывает и температура tи.

ЗависимостьхолодопроизводительностикомпрессораQ0 оттемператур кипения и конденсации хладагента называется характеристикой холодильного агрегата. Такие характеристики для отдельных компрессоров приведены на рис. 1.17, 1.19.

Снижениетемпературыкипениявхолодильныхмашинаходноступенчатого сжатия сопровождается повышением давления, т.е. удельнойработысжатия, иодновременноснижениеммассовойпроизводительности. Врезультатевозрастаеттепловаянапряженностькомпрес-

53

Рис. 1.17. Зависимостьхолодопроизводительности компрессоратипаV оттемпературы кипения хладона R12

сора и электродвигателя, если он встроен в компрессор. Несмотря на увеличение отвода тепла в окружающую среду от циркулирующего хладагента, повышается температура паров в компрессоре, перегреваются детали механизма движения и нагревается смазочное масло, ухудшаются условия охлаждения встроенного двигателя Наибольшиетрудностисвязанысчрезмернымнагревом масла и ухудшением его смазывающих свойств. Этозаставляетприменятьспециальноепринудительноеохлаждениекомпрессоровилиподбиратьхладагентсболеенизкой температурой в конце сжатия.

Сравнивать различные холодильные компрессоры имашиныможнотолькоприодинаковых температурных условиях (температурах кипения, конденсации, всасывания и переохлажденияпередрегулирующимвентилем). Длясравнительной оценки холодопроизводительности машин установлены определенныетемпературныеусловияихработы, характеризующиеноминальную холодопроизводительность. В России приняты следующие температурные режимы номинальной холодопроизводительности компрессионных машин одноступенчатого сжатия (табл.1.4).

							Таблица 1.4
					Температура, °С
	Температурный режим
				испарения	всасывания	конденсации	переохлаж-
				t0	tВ	tК	дения tИ
	Стандартный	для	аммиач-	–15	–10	+30	+25
	ныхмашин
	Стандартный	для	фрео-	–15	+15	+30	+25
	новых машин
	Низкотемпературный			–35	20	+30	+25
	для фреоновых машин

СоотношениедавленийконденсацииииспаренияPн/P0 пристандартных температурах составляет для хладона R12 — 4,07, для ам-

миака — 4,94.

54

Характеристики комплектных холодильных агрегатов в отличие от компрессоров часто указывают в зависимости от температуры окружающеговоздуха, анеоттемпературыконденсациихладагента. Холодопроизводительность, подсчитаннуюпристандартныхтемпературах, называют стандартной холодопроизводительностью Q0 cт.

В процессе эксплуатации холодильные установки вагонов работают в условиях непрерывного изменения наружной температуры. Естественно, при этом меняются температуры конденсации хладагента в конденсаторе, охлаждаемой атмосферным воздухом, и холодопроизводительностьмашины. Температуракипенияподдерживается такой, какая требуется для перевозимого груза. Холодопроизводительностьмашины, рассчитаннуюприрабочихусловиях, называют рабочей холодопроизводительностью Q0 раб.

Холодопроизводительность при рабочих и стандартных условиях определяют по формулам:

Q0 раб = Vh λрабqv раб;	(1.31)
Q0ст = Vh λстqv ст,	(1.32)

где λраб, λст — коэффициенты подачи компрессора соответственно при рабочих и стандартных температурах хладагента; qv раб, qv ст — объемные холодопроизводительности при таких же условиях. Зависимость между рабочей и стандартной холодопроизводительностью выражается уравнениями:

Q0 раб = Q0 ст	λ раб				qv раб		;		(1.33)
		λст				qv ст
Q0 ст = Q0 раб		λст				q ст		.	(1.34)
		λраб				qv раб

По этим формулам пересчитывают холодопроизводительность машины с одних температурных условий на любые другие.

Значения коэффициентов подачи λ и индикаторного КПД ηi в зависимости от Pк/Pо для ориентировочных расчетов принимают по рис. 1.18, 1.15.

55

Рис. 1.19. Зависимость холодопроизводительности и электрической мощности компрессоров 2ФУУБС18 и 2ФУУБС18П от температуры кипения и конденсации хладона

Для серийно выпускаемых холодильных машин пользуются техническойдокументациейикаталогами, гдеприводятся графические зависимости холодопроизводительности Q = f (t0, tк) и потребляемой мощности Nэл = f (t0, tк), построенные по

результатамиспытаний(рис. 1.19). В Рис. 1.18. ИндикаторныйКПД. ηi этом случае учтены и дополнитель-

компрессоров: 1 — работающих ные потери холода, имеющиеся в ре- на хладоне R12; 2 — средних ам- альной машине (теплопритоки через

миачных; 3 — крупных аммиач-

ных (с водяным охлаждением) трубопроводы, от вспомогательных механизмов, встроенных

электродвигателей и др.). Вхладотехникеразличают холодопроизводитель-

ность установки Q0 нетто и Q0 брутто. Перваяизних— это полезная холодопро-

изводительность без потерь, соответствующаянепосредственному расходу холоданаохлаждениегрузового помещения.

Вторая — холодопроизводительностькомпрессора, равная сумме полезногорасходахолодаивсех потерь.

Коэффициент потерь

ε = Q0 нетто/Q0 брутто ха-

рактеризует совершенство конструкции холодильной установки.

Для установок непосредственного охлаждения

ε = 0,90 ÷ 0,96.

56