- •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
Массовые расходы рабочего тела для компрессоров первой и второй ступеней:
Ga1 = Q0 / ∆hи = Q0 /(h1 −h10 ); |
(1.40) |
Ga2 = Ga1(h3 −h9 ) /(h4 −h7 ). |
(1.41) |
Рабочее тело в точке 1 цикла может быть сухим насыщенным паром либо перегретым на (5 10) К; температура рабочего тела в точке 9 может превышать температуру Тm, определяемую величиной промежуточного давления Рт, на (3 5) К.
1.11. Рабочие процессы паровых двухступенчатых компрессионных холодильных машин
Увеличениестепениповышениядавлениярабочеготелавкомпрессореприпонижениитемпературыкипенияилиприповышениитемпературыконденсации, вызываемоеусловиямиэксплуатации, приводиткухудшениюэнергетическойэффективностихолодильноймашины. Основная причина такого ухудшения обусловлена ростом потерь от внутренней необратимости, атакжеувеличениемвремениработызасчетухудшения объемныхиэнергетическихпоказателейкомпрессора. Наибольшеевлияние на снижение эффективности машины при возрастании степени повышения давления оказывает рост потерь от дросселирования. В этом случае пар, образуемый при дросселировании, не обеспечивает процесс охлаждениявиспарителе, таккакналичиепаровойфазывначалепарообразования ухудшает теплообмен при кипении и, следовательно, снижаетудельнуюхолодопроизводительностьмашины.
Теплотехническое совершенствование паровых компрессорных машин, рассчитанных на работу с высокой степенью повышения давления, может быть обеспечено переходом к многоступенчатому сжатию с промежуточным охлаждением рабочего тела между ступенями и многократному его дросселированию. Повышение холодильного коэффициента врезультате перечисленных меробеспечивает рост удельной холодопроизводительности в результате многократного дросселирования и снижение цикловой работы за счет промежуточного охлаждения горячих паров хладагента.
Для паровых холодильных машин с поршневыми компрессорами переход к многоступенчатому сжатию обусловлен не только стремлением улучшить эффективность машины повышением рас-
61
ходных и энергетических показателей компрессора, но и необходимостью обеспечить нормальные условия его работы. При высоких значениях степени повышения давления рост температуры паров может привести к нарушению допустимого температурного режима работы компрессора и системы его смазки.
Кроме того, увеличение степени повышения давления приводит к росту перепада давлений в цилиндре компрессора (∆Р = Рк – Р0), в результате чего возрастают динамические нагрузки на детали рабочего механизма (на шатунно-поршневую группу и коленчатый вал), снижающие надежность и долговечность машины.
Переходкмногоступенчатомусжатиютребуеттехнико-экономи- ческого обоснования, так как улучшение энергетической эффективностивэтомслучае связано ссущественным усложнением конструкции, увеличением ее габаритов, массы и стоимости. В современных паровых компрессорных машинах подбором подходящих хладагентовилиихсмесей, атакжесозданиемкомпрессоровспециальнойконструкции число ступеней сжатия ограничивают двумя. В среднетемпературныххолодильныхмашинахпереходотодноступенчатогосжа-
тия к двухступенчатому имеет место при Рк ≥ 8 .
Р0
Повышениеэффективностипаровыхкомпрессорныххолодильных машин обычно достигают оптимальным сочетанием перечисленных выше мер. Они определяются теплофизическими свойствами рабочеготела, т.е. относительнымвлияниемнапоказателимашиннеобратимых потерь от перегрева и дросселирования. Для среднетемпературных машин характерны двухступенчатое повышение давления с полнымилинеполнымпромежуточнымохлаждениемидвукратноедросселирование при двухступенчатом повышении давления.
Конструктивно наиболее простыми оказываются машины с однократным дросселированием и двухступенчатым повышением давленияприполномилинеполномпромежуточномохлаждении. Всхемес неполным охлаждением (рис. 1.23, а и б) пар рабочего тела, сжатый в компрессоре первой ступени К1 до давления Рт (процесс 1—2) и прошедший промежуточный охладитель ПО (процесс 2—3), в котором пар охлаждают воздухом при температуре окружающей среды Tокр иливодойдотемпературыТт, смешиваетсявточке4 спаром, выходящим из промежуточного сосуда ПС. Этот пар предварительно прошелвспомогательныйдроссельныйвентильДв(состояниевточке7) и
62
Рис. 1.23. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления и неполным промежуточным охлаждением (а)
и ее термодинамический цикл (б)
обеспечил в промежуточном сосуде охлаждение основного потока жидкого рабочего тела, вышедшего из конденсатора КС, до состояния, соответствующего параметрам точки 10. При этом в промежуточном сосуде за счет разной плотности жидкости и пара происходит разделение влажного пара на жидкость (состояние в точке 9) и сухой насыщенныйпар(состояниевточке8). Послепромежуточногососуда основнойпотокпроходитчерезосновнойдроссельныйвентильД0 (про- цесс10—11) инаправляетсявиспарительИ, гдерабочеетелоиспаряет- сядосостояниясухогонасыщенияпара(процесс11—1). Пар, сжатыйв компрессоре второй ступени К2 до давления Рт (процесс 4—5), проходит конденсатор КС, где охлаждается наружным воздухом или водой до температуры Тк (процесс 5—6).
В такой схеме массовый расход рабочего тела через компрессор второй ступени больше расхода через компрессор первой ступени на количество пара, выходящего из промежуточного сосуда. Значения расходов определяют по уравнению материального баланса промежуточного сосуда:
Ga2 = Ga1 + Gв + Gп, |
(1.42) |
где Ga — расход рабочего тела через компрессор соответствующей ступени; Gв — расход рабочего тела через вспомогательный дроссель-
63
ный вентиль; Gп — расход пара, образующегося в промежуточном сосудеврезультатеподводатеплотыотжидкости, идущейпозмеевику.
Схемахолодильноймашинысдвухступенчатымповышениемдавленияиполнымпромежуточнымохлаждениемпоказананарис. 1.24, аиб. В промежуточный сосуд этой машины направляют весь поток рабочего тела, вышедшего из промежуточного охладителя. В промежуточном сосуде рабочее тело охлаждают до состояния сухого насыщенного пара, который засасывает компрессор второй ступени. Уравнение материального баланса промежуточного сосуда в этом случае:
Ga2 = Gal + Gв + Gп + G /п, |
(1.43) |
где Gп — расход пара, образующегося в промежуточном сосуде в
результате подвода теплоты от пара, подаваемого компрессором первой ступени.
Повышение эффективности холодильных машин при двухступенчатомсжатиипосравнениюсодноступенчатымдостигаютснижениемцикловойработыврезультатепромежуточногоохлаждениярабочеготелаи ростомудельнойхолодопроизводительностизасчетохлажденияжидкостивпромежуточномсосудепередосновнымдроссельнымвентилем.
Рис. 1.24. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления и полным промежуточным охлаждением (а)
и ее термодинамический цикл (б)
64
Паровыехолодильныемашинысдвукратнымдросселированиемпри двухступенчатомповышениидавлениятакжевыполняютвдвухвариантахпромежуточногоохлаждениярабочеготела. Всхемеснеполнымпромежуточнымохлаждением(рис. 1.25) впромежуточномсосудевлажный пар,выходящийизпервогодроссельноговентиляД1,засчетразнойплотностиразделяетсянажидкость, отвечающуюсостояниюточки9, исухой насыщенный пар (точка 8). После смешения в точке 4 с перегретым паром, выходящим из промежуточного охладителя, он идет на всасывание компрессора второй ступени. Жидкость, выходящая из промежуточногососуда(состояниеточки9) поступаетквторомудроссельному вентилю Д2, а далее — к испарителюхолодильноймашины.
Массовый расход рабочего тела через компрессор второйступени в машине такой схемы:
Gа2 = Gа1 + Gпс, |
(1.44) |
где Gпс — расход пара, образующегося в промежуточном сосуде. В схеме с полным промежуточным охлаждением (см. рис. 1.24) в промежуточном сосуде охлаждение ведут до состояния сухого насыщенного пара (точка 4) в результате непосредственного контак-
та паров рабочего тела с кипящей жидкостью.
Рис. 1.25. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления, двукратным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением (a) и ее термодинамический цикл (б)
65