- •ВВЕДЕНИЕ
- •ГЛАВА 1. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
- •1.1. Физические принципы получения низких температур
- •1.2. Основные параметры и единицы их измерения
- •1.3. Первый и второй законы термодинамики
- •1.4. Агрегатное состояние вещества
- •1.5. Обратный цикл Карно
- •1.6. Классификация и теплотехнические основы работы холодильных машин
- •1.7. Рабочий процесс паровой компрессорной холодильной машины
- •1.8. Рабочий процесс и основные параметры поршневого компрессора
- •1.10. Мощность компрессора и энергетические коэффициенты
- •1.11. Рабочие процессы паровых двухступенчатых компрессионных холодильных машин
- •1.12. Холодильные агенты и холодоносители
- •1.12.1 Холодильные агенты
- •1.12.2. Теплоносители
- •ГЛАВА 2. КОНСТРУКЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
- •2.1. Компрессоры холодильных машин
- •2.1.1. Классификация поршневых компрессоров
- •2.1.2. Конструкция компрессоров
- •2.1.3. Винтовые и роторные холодильные компрессоры
- •2.2. Устройство поршневых хладоновых компрессоров
- •2.2.2. Автоматический запорный вентиль
- •2.2.3. Компрессор 2ФУУБС-18
- •2.2.4. Компрессор типа V
- •2.2.6. Характерные неисправности и требования безопасности при обслуживании компрессоров
- •2.3. Теплообменные и вспомогательные аппараты
- •2.3.1. Назначение теплообменников холодильных установок
- •2.3.2. Классификация и устройство конденсаторов
- •2.3.4. Классификация испарителей
- •2.3.6. Конструкция испарителей подвижного состава
- •2.3.7. Характерные неисправности теплообменных аппаратов
- •2.3.8. Расчет испарителей
- •2.3.9. Вспомогательные аппараты
- •3.1. Принципы автоматизации холодильных установок
- •3.2. Основные понятия об автоматическом регулировании
- •3.3. Классификация и основные элементы приборов автоматики
- •3.4. Регуляторы заполнения испарителя хладагентом
- •3.5. Терморегулирующие вентили
- •3.6. Приборы регулирования давления
- •3.7 Приборы регулирования температуры
- •3.8. Исполнительные механизмы
- •ГЛАВА 4. ХОЛОДИЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
- •4.2 Установка кондиционирования воздуха УКВ-31
- •4.3. Шкафы-холодильники вагонов-ресторанов и охладители питьевой воды
- •4.3.1. Шкафы-холодильники
- •4.3.2 Водоохладители
- •ГЛАВА 5. ХЛАДОНОВЫЕ УСТАНОВКИ РЕФРИЖЕРАТОРНОГО ПОДВИЖНОГО СОСТАВА
- •5.1. Основные характеристики хладоновых холодильных установок
- •5.2.1. Холодильно-нагревательный агрегат FAL-056/7
- •5.3 Холодильные установки секций 5-БМЗ
- •5.4. Холодильная установка вагона для перевозки живой рыбы
- •ГЛАВА 6. ЖИДКОАЗОТНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ГРУЗОВ (ЖАСО)
- •6.1. Зарубежные разработки
- •6.2. Отечественные разработки ЖАСО для железнодорожного транспорта
- •6.2.1. Крупнотоннажный рефрижераторный контейнер с азотной системой охлаждения
- •6.2.2. Система охлаждения в АЖВ
- •6.2.3. Макетный образец АЖВ
- •7.1.1. Холодильно-нагревательные установки ВР-1М
- •7.1.3. Установка кондиционирования воздуха МАВ-II
- •7.1.4. Установка кондиционирования воздуха УКВ-31
- •7.1.5. Шкафы-холодильники
- •7.1.6. Охладитель питьевой воды TWK-10-3
- •7.2. Техническая диагностика холодильных установок
- •7.3. Техника безопасности при обслуживании, ремонте и испытаниях холодильных установок
- •7.3.1. Общие положения
- •7.3.2. Правила техники безопасности
- •8.1.1. Рефрижераторная пятивагонная секция типа ZB-5
- •8.1.2. Рефрижераторная пятивагонная секция типа БМЗ
- •8.2. Вентиляция воздуха в пассажирских вагонах
- •8.2.2. Основы расчета и выбора параметров системы вентиляции
- •8.3.1. Рефрижераторная пятивагонная секция типа ZB-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
- •8.4.2. Рефрижераторная пятивагонная секция типа БМЗ
- •8.4.3. Водоснабжение пассажирских вагонов
- •8.4.4. Система водоснабжения купейного вагона модели 61-4179 постройки ТВЗ
- •ЛИТЕРАТУРА
- •СОДЕРЖАНИЕ
1.10. Мощность компрессора и энергетические коэффициенты
Теоретический рабочийпроцессвцилиндрах поршневогокомпрессорапроисходитбезпотерьитеплообменаприпостоянстведавления всасывания в конце сжатия. В реальных машинах имеются вредноепространствоиразнообразныепотери, чтоприводиткзначительно большей затрате энергии на сжатие хладагента по сравнению с теоретическим процессом.
В теоретическом процессе сжатие паров хладагента совершается адиабатически, при этом затрачивается мощность (кВт)
N |
т |
= G |
т |
(i |
2 |
−i ) |
или |
N |
т |
= |
Gт (i2 −i1 ) |
, |
(1.35) |
|
|||||||||||||
|
|
|
1 |
|
|
860 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где Gт — теоретическое количество циркулирующего хладагента (в первой формуле в кг/с, во второй в кг/ч); i1 и i2 — энтальпии паров хладагента в начале и конце сжатия, кДж/кг.
Действительная (индикаторная) мощность, затрачиваемая компрессором, больше, чем теоретическая. Обычно определяют ее по индикаторной диаграмме, вычерченной специальным прибором— индикатором. Площадьиндикаторнойдиаграммы(рис. 1.20) характеризуетвопределенноммасштабе мощность за один оборот коленчатого вала компрессора и определяется произведением
хода поршня S (м) на среднее индикаторное давление Рi (Н/м2):
Fi=S Рi.
ДавлениеРi равновысотепрямоугольника, равновеликого по площадииндикаторнойдиаграммеиимеющегооснование, равное ходупоршня. Знаяплощадьиндикаторной диаграммы Fi (выраженной с учетом масштаба по осям координат в кДж/м2), пло-
Рис. 1.20. Действительная индикаторная диаграмма компрессора
57
щадь поршня Fп (м2) и частоту вращения вала компрессора n (об/с), можно найти индикаторную мощность:
Ni = Fi nFп = s pi nFп, |
(1.36) |
Индикаторная диаграмма, снятая с работающего компрессора, позволяетобнаружитьследующиенедостаткивегоработе(рис. 1.21): большое вредное пространство (линия обратного расширения 6 идет болееполого); неплотностьвсасывающегоклапана(линияобратного расширения5 спадаеткрутовниз; линиясжатия3 приэтомможетпойти даже ниже изотермической, линии Т = const); неплотность нагнетательного клапана (линия сжатия 2 идет круто вверх); большое сопротивление при всасывании (значительное понижение давления 4 перед всасыванием); большоесопротивлениепринагнетании(значительный подъем линии сжатия 1 в конце нагнетания); заедание всасывающего клапана (линия сжатия 7 смещена влево).
В реальном процессе сжатие паров и обратное расширение их остатка из вредного пространства компрессора происходят не адиабатически, а с изменяющимся направлением теплообмена между парами и стенками цилиндра. Существуют также дросселирование паров, перетечки и потери части массы при сжатии.
ИндикаторныйКПДучитываетпотериработынасжатиехладагента в реальном компрессоре по сравнению с теоретическим и численно выражается отношением теоретически необходимой (обычно адиабатической) мощности к действительно затраченной индикаторной мощности Лi = Nт/Ni. Для малых и средних фреоновых компрессоровЛi = 0,65-0,84. ИндикаторныйКПДхарактеризуетэнергетическиепотериоттеплообменавцилиндреиотпадения давления в клапанах, но не учитывает потери на трение в движущихся частях компрессора. Мощность, расходуемая на
Рис. 1.21. Недостатки в работе компрес- |
трение, зависитотконструкции, |
сора, отражающиеся на индикаторной |
размеров машины, режима ра- |
диаграмме |
боты и смазки. |
58
Мощность, затраченнаянавалукомпрессора, называетсяэффективноймощностью. Онабольшеиндикаторнойнавеличинупотерь на трение:
NЕ = Ni+Nтр.
Механический КПД оценивает потери на трение и выражается отношением индикаторной мощности к эффективной:
ηмех=Ni/NЕ
У современных поршневых компрессоров ηмех = 0,84 ÷ 0,97. Его значение зависит от мощности и конструктивных особенностей машины, качества монтажа, режима работы и смазки, степени изношенности механизма. Эффективный КПД компрессора:
hе = hihмех, или hе =Nт/Nе.
Потребляемаякомпрессороммощностьзависитотрежимаработы
— холодильной машины. На рис. 1.19 показано влияние температур кипения и конденсации на эффективную мощность компрессора, котораяещезависитиотвеличинынагрузкинакомпрессор. Однакохарактер зависимости холодопроизводительности и потребяемой мощности от температуры кипения неодинаков. Холодопроизводительность неуклонно увеличивается с повышением температуры кипения хладагента. Потребляемаямощностьнарядережимоввозрастаеттолько до определенных пределов, а затем стабилизируется и даже снижаетсявзависимостиотсоотношениядавленийвконденсатореивиспарителехолодильноймашины, т. е. отстепенисжатиякомпрессора(рабочего соотношения давлений) πк= Pк/P0.
Электродвигатель привода компрессора подбирают по режиму максимального потребления энергии с учетом потерь в передаче (если она имеется) и с 8—15 % -ным запасом во избежание перегрузки. Мощность электродвигателя:
N эл = (1,08 1,15) |
Ne |
, |
(1.37) |
|
ηпηэл |
||||
|
|
|
где ηп — КПД клиноременной передачи 0,94—0,98; ηэл — КПД электродвигателя(взависимостиотмощностиитипадвигателяηэл
= 0,85 ÷ 0,94).
При тепловом расчете цикла машин с двухступенчатым сжатием значение промежуточного давления, величина которого связана
59
с уровнем эффективности машины, следует определять по максимуму холодильного коэффициента. Меньшую трудоемкость расчетапридостаточной дляпрактических целейточностиобеспечивает способ определения этого давления по минимуму цикловой энергии, затрачиваемойнаработукомпрессоров. Вэтомслучаеприизоэнтропном процессе сжатия вкомпрессорах первой ивторой ступеней, а также одинаковой температуре на всасывании этих компрессоров промежуточное давление:
Рm = РкР0 . |
(1.38) |
Расчетцикламашинысмногоступенчатымсжатиемимногократным дросселированием ведут в последовательности, изложенной выше для одноступенчатой машины. Параметры рабочего тела в узловых точках цикланаходятпоуравнениямсмешениясучетомматериальногоитеплового баланса промежуточного сосуда. Так, для двухступенчатой машины с полным промежуточным охлаждением и двукратнымдросселированием(рис. 1.22) тепловойбаланспромежуточногососуда:
Ga2h6 + Ga1h3 = Ga1h9 + Ga2h4 . |
(1.39) |
Рис. 1.22. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления, двукратным дросселированием и полным промежуточным охлаждением (а) и ее термодинамический цикл (б) К1, 2 — компрессор; Д1, 2 — дроссельныйвентиль; ПО— промежуточныйохладитель; КС— конденсатор; ПС — промежуточный сосуд ; И — испаритель
60