3.3.2. Дійсний цикл

Холодильний коефіцієнт теоретичного циклу холодильної ма­шини менший за холодильний коефіцієнт ідеального циклу Карно. Він складає приблизно 80% значення останнього при тих самих значеннях Т_к і Т₀. Холодильний коефіцієнт реального циклу холодильної машини менший за теоретичний через об’ємні й енергетичні втрати.

Рис.3.2. Схема поршневого компресора:

Ж – нагнітальний клапан; Г – поршень; Е – всмокту­вальний клапан; Д – збірник

Під час руху поршня в циліндрі (рис. 3.2) ліворуч-праворуч до нижньої мертвої точки (н.м.т.) тиск пари над поршнем стає трохи нижчим, ніж тиск у збірнику пари низького тиску Д, у результаті чого відкривається самоді­ючий усмоктувальний клапан Е і пар заповнює порожнину циліндра. Коли поршень досягне н.м.т., пара робочої речовини цілком заповнить циліндр. Потім, рухаючись, справа наліво до верхньої мертвої точки (в.м.т.), пор­шень стискає пару. Тиск її підви­щується, у результаті чого всмокту­вальний клапан Е закривається. Якщо компресор подвійної дії, то аналогічні процеси, зміщені по фазі, відбуваються у циліндрі і під поршнем. Під час подальшого руху поршня до в.м.т. тиск у циліндрі зростає і пара, стискуючись, здійснює відповідний умовам термодинамічний процес (ізотермічний, адіабатичний чи політропічний), поки тиск його не досягне величини, що трохи перевищує тиск у збірнику Д. Нагнітальний клапан Ж відкривається, і стиснута пара, під час руху поршня до в.м.т., надходить у збірник Д. Після досягнення поршнем в.м.т. пара цілком витискується з циліндра і компресор готовий знову здійснити всі описані процеси.

Під час вивчення теоретичних робочих процесів у циліндрі компресора приймають такі допущення: обсяг, описаний поршнем, дорівнює обсягу циліндра; тиск усмоктування і стискання у компре­сорі дорівнюють тискам відповідних газових забірників; параметри стану пари (газу) у процесах усмоктування і нагнітання не зміню­ються; процес стискування характеризується постійним показником політропи.

Робочі процеси в циліндрі компресора аналізують за допомогою індикаторної діаграми, побудованої в координатах: р₁  тиск пари, V  загальний об’єм циліндра. Індикаторна діаграма теоретичних процесів у циліндрі компресора наведена на рис. 3.3. З діаграми випливає, що пара під час усмоктування у процесі 4-1 цілком заповнює обсяг циліндра V_ц. Під час руху поршня до в.м.т. відбувається стиснення пари до нагнітального тиску р₂ (процес 1-2). Стиснувшись, пара займає об’єм, що відповідає точці 2. Далі, рухаючись до в.м.т., поршень витісняє стиснуту пару з циліндра (процес 2-3).

При здійсненні дійсних робочих процесів у циліндрі компресора зроблені вище допущення не справджуються, і індикаторна діаграма дійсних процесів (рис. 3.4) відрізняється від теоретичної.

Рис. 3.4. Індикаторна діаграма дійсного процесу в циліндрі компресора

У реальному компресорі між поршнем, що знаходиться у в.м.т., і кришкою циліндра є простір  мертвий об’єм Вус, що зменшує об’єм засмоктуваної пари. Об’єм V_h, що описується поршнем (робочий об’єм циліндра), менший за об’єм циліндра V_ц.

Рис. 3.3. Індикаторна діаграма теоретичного процесу в циліндрі компресора

(3.4)

де V_h  робочий об’єм циліндра, л/с; D – діаметр циліндра, см; S – хід поршня, см; n – частота обертання колінчатого вала, с^-1; z  кількість циліндрів.

Об’ємні втрати, обумовлені мертвим об’ємом, оцінюються об’ємним коефіцієнтом

^, (3.5)

де характеризує розширення пари, що відбулося у мертвому просторі при русі до н.м.т. Це зменшує корисний об’єм для всмокту­ваної пари порівняно з описуваним об’ємом до величини V₁.

Для всмоктування пари у циліндр тиск у ньому повинен бути меншим, ніж тиск у відповідному забірнику Г, а при виштовхуванні пари тиск у циліндрі повинен бути більшим від тиску у забірнику Д (див. рис. 3.4). Це пояснюється наявністю втрат тиску при всмоктуванні і нагнітанні , у тому числі й у клапанах. Об’ємні втрати внаслідок дроселювання визначають коефіцієнтом дроселювання.

;

(3.6)

(3.7)

де р_вс – відносна величина втрати тиску всмоктування у кана­лах (р_вс = 0,020,05).

У дійсному процесі компресора стінки циліндра нагріті, пара під час всмоктування підігрівається і її питомий об’єм збільшується, маса зменшується, що враховується коефіцієнтом підігріву.

, (3.8)

де Т₀ і Т_к  температура кипіння і конденсації.

Дійсний об’єм пари холодильного агента, що надходить у компресор та об’ємну продуктивність визначають за формулою

; (3.9)

, (3.10)

де   коефіцієнт подачі; _пл  коефіцієнт щільності, що враховує втрати об’єму холодильного агента, який всмоктується, від нещільностей у поршневих кільцях і клапанах (_пл = 0,960,98).

Продуктивність компресора холодильної машини повинна бути такою, щоб забезпечувати відсмоктування пари з випарника з тією самою інтенсивністю, з якою вона утвориться в результаті кипіння рідкого холодильного агента. Якщо холодильний агент кипить швидше, ніж компресор встигає відводити пару, то надлишкова кількість пари накопичується у випарнику, тиск збільшується, і в результаті підви­щується температура кипіння. Якщо продуктивність компресора така, що пара виділяється з випарника занадто швидко, то й тиск у випарнику зменшується, внаслідок чого знижується температура кипіння. У будь-якому випадку розрахункові умови не будуть дотримуватися і робота холодильної установки буде незадовільною.

Продуктивність компресора значною мірою залежить від умов, при яких працює машина. Головний фактор, що впливає на продук­тивність компресора,  це температура кипіння холодоагенту у випарнику. Чим вище температура кипіння рідини у випарнику, тим більша щільність всмоктуваної пари. При високій температурі кипіння компресор стискує більшу масу пари холодильного агента (збільшується об’ємна продуктивність компресора). Якщо темпера­тура кипіння підвищується при постійній температурі конденсації, то ступінь стискування зменшується, а коефіцієнт подачі компресора зростає. Отже, при більш високій температурі кипіння збільшується не тільки маса холодильного агента, що перекачується, на одиницю об’єму, але й об’єм пари.

Холодопродуктивність компресора  умовне поняття і визна­чається масою всмоктуваного за одиницю часу пари холодильного агента. Холодопродуктивність може бути визначена також кількістю теплоти, сприйнятої від охолоджуваного середовища і переданої киплячому холодильному агенту. Продуктивність можна виразити таким рівнянням:

(3.11)

де Q₀ – холодопродуктивність, кДж/с або кВт; m – масова витрата холодильного агента, кг/с; q₀ – питома холодопродуктивність, кДж/кг.

При зниженні температури кипіння холодопродуктивність компресора зменшується у результаті збільшення питомого об’єму холодильного агента. При підвищенні температури конденсації за постійної температури кипіння ступінь стискування збільшується, а коефіцієнт подачі компресора знижується, внаслідок чого дійсний об’єм переміщуваної компресором пари за одиницю часу зменшу­ється. Тому холодопродуктивність компресора знижується.

Для порівняння компресорів за холодопродуктивністю встановлено вісім груп температурних умов їх роботи. Як порівняльні температури беруть температури кипіння при конденсації (до відповідних температур насичення при тиску р₀ і р_к у патрубках компресора), всмоктування і_вс і температуру перед регулюючим вентилем.