Робочий процес в поршневому компресорі

На рис. 2.1, 2.2 і 2.3 показані схеми і принцип роботи поршневих компресорів. Робочий процес в циліндрі поршневого компресора прийнято зображати у вигляді індикаторної діаграми (рис. 2.12) По осі абсцис відкладають хід поршня в обраному масштабі по осі ординат - тиск парів в циліндрі компресора, штриховий лінією представлений теоретичний процес компресора, суцільний - дійсний, який можна отримати при знятті діаграми з працюючого отрегулированного компресора.

У теоретичному (ідеальному) компресорі немає шкідливого простору, гідравлічних опорів у всмоктуючому і нагнітальному клапанах компресора, перетоків пари холодильного агента через нещільності. У ньому відсутнє тертя між рухомими частинами компресора і немає теплообміну між холодоагентом і стінками робочих порожнин компресора. При роботі реального компресора поршень не підходить до кришки циліндра. Між поршнем при його верхньому (крайньому) положенні і кришкою циліндра є зазор, який називається лінійним мертвим простором. Для вертикальних і кутових компресорів він дорівнює 0,5-1,2 мм. Лінійний зазор створюється для того, щоб під час роботи виключити можливість ударів поршня об кришку циліндра при розширенні газу кривошипно-шатунного механізму від нагрівання. Обсяг мертвого простору, в який включають, і обсяг вилучень в клапанах, виражають у відсотках від робочого об'єму циліндра (зазвичай 3-7%).

Наявність мертвого простору призводить до значних об'ємним втрат. Процес виштовхування стислих пари з циліндра компресора закінчується в точці 3, після чого при зворотному русі поршня розширюється стислий пар, що залишився в мертвому просторі (лінія 3-4). Всмоктування пара починається тільки в стані, який визначається точкою 4. Розширення пара з мертвого простору призводить до неповного використання робочого обсягу циліндра: частина його, що вимірюється відрізком С1. займає пар. Об'ємні втрати від розширення будуть залежати головним чином від обсягу шкідливого простору Vo і відносини тисків Pк / P0. При значному зростанні цього відносини компресор може мати навіть нульову подачу, коли пар, що розширюється з мертвого простору, займе весь обсяг циліндра.

Оцінку роботи компресора ведуть за допомогою наступних показників.

Коефіцієнт подачі поршневого компресора. Втрати робочого об'єму циліндра від розширення мертвого простору - коефіцієнт об'ємних втрат # 955; про - з достатньою точністю (без урахування депресій в клапанах) визначаються ставленням V1 / V ц (див. Рис. 2.12).

Всмоктування пара в компресор і нагнітання в конденсатор відбуваються через автоматичні клапани. Вони відкриваються не за допомогою розподільного валика з кулачками, як у двигунів внутрішнього згоряння, а під дією різниці тисків пара холодоагенту. Тому в дійсному процесі всмоктування (лінія 4-1) протікає при тиску нижчому, ніж в випарнику, а нагнітання (лінія 2-3) - при більш високому тиску, ніж в конденсаторі. Зниження тиску в циліндрі при всмоктуванні викликає додаткові об'ємні втрати в компресорі, так як при цьому збільшується питома обсяг всмоктуваного в циліндр пара і зменшується маса пара. При русі поршня в зворотну сторону (лінія 1-1 ') частину ходу поршня (частина обсягу циліндра) використовується на доведення тиску в циліндрі до тиску у всмоктуючому патрубку компресора ро. Ця втрата на діаграмі виражена відрізком с2. Величина втрати с2 буде зростати при збільшенні # 8710; ро. збільшення # 8710; ро можливо при зменшенні ходу (підйому) клапанної пластини або при нераціональному збільшенні сили, що притискує клапан пружини. Коефіцієнт об'ємних втрат при дроселюванні пара у всмоктуючому клапані компресора # 955; ін може бути визначений відношенням

Дроселювання пара в нагнітальному клапані також викликає об'ємні втрати, хоча і в меншій мірі, ніж дросселирование пара у всмоктуючому клапані. Значення розглянутих втрат видно на індикаторної діаграмі.

У компресорі є ще втрати, які не можна показати на індикаторної діаграмі. До них відносяться, перш за все, втрати від теплообміну в циліндрі. При роботі компресора стінки циліндра нагріваються, тому холодильний агент при всмоктуванні підігрівається від стінок циліндра і розширюється, що призводить до збільшення питомої обсягу і до зменшення маси холодоагенту, що надходить в циліндр. Втрати від теплообміну збільшуються при всмоктуванні вологої пари. В цьому випадку крапельки рідини при попаданні на нагріті стінки циліндра перетворюються на пару і займають частину корисного об'єму циліндра. Для зменшення втрат при теплообміні передбачається охолодження циліндра компресора водою або повітрям. У компресорах простого дії нагрівається тільки верхня частина циліндра.

Втрати від підігріву визначаються коефіцієнтом підігріву # 955; т з достатньою точністю коефіцієнт підігріву визначається відношенням

де То - температура кипіння холодильного агента в випарнику холодильної машини, К;

Т - температура конденсації, К.

Теплообмін між всмоктуваним паром і стінками циліндра викликає не тільки об'ємні, але і енергетичні втрати, які будуть розглянуті нижче.

У компресорі можливі нещільності в клапанах і поршневих кільцях, внаслідок чого холодоагент перетікає з нагнітальної сторони у всмоктувальну, що, в свою чергу, знижує продуктивність компресора. Ці об'ємні втрати позначаються коефіцієнтом щільності # 955; пл. значення якого зазвичай складає 0,96-0,98.

Всі об'ємні втрати (розширення пара з мертвого простору, падіння тиску в клапанах, підігрів пара і втрати через нещільності) в компресорі враховуються за допомогою коефіцієнта подачі # 955 ;, який визначається відношенням обсягу пара Vo. дійсно засмоктує компресором, до обсягу пара VK. який міг би засмоктати при відсутності втрат, т. е. # 955; = Vo / VK.

Коефіцієнт подачі компресора залежить від відносини тиску рк / ро. властивостей холодоагенту і особливостей конструкції компресор. Тому значення коефіцієнт подачі наводяться із зазначенням холодоагенту і типу компресора у вигляді графіка в залежності від ставлення тисків (рис. 2.13). Як видно з графіка, із збільшенням відношення рк / ро коефіцієнт подачі зменшується, а при рк / ро> 8 використання компресора одноступінчастого стиснення стає нераціональним, оскільки коефіцієнт подачі має дуже невелике значення.

Виходячи з обсягу пара, що всмоктується компресором, можна визначити дійсну npoізводітельность

Як було розглянуто ран при всмоктуванні 1 м 3 пара холодоагенту холодопроизводительность має певне значення для заданого режиму роботи і холодоагенту і називається об'ємною холодопродуктивністю. Отже, якщо компресор всмоктує протягом 1 з обсяг V, м 3. холопроізводітельності

Мал. 2.13. Коефіцієнт подачі компресора: суцільна лінія - для аміачних компресорів; пунктирна - для компресорів, работающех на фреоні - 22.

1 м 3 холодоагенту дорівнює gv. кДж / м 3. то холодопродуктивність компресора Qo. кВт, можна визначити за формулою Qo = Vk # 955; qv.

Обсяг VK. м 3 / с, описуваний поршнями компресора, можна розрахувати в залежності від характеристики компресора. Для компресора простої дії

де D 2 ц - діаметр циліндра;

(ΠD 2 ц / 4) - площа поперечного перерізу циліндра, м 2;

s - хід поршня (дорівнює двом радіусів кривошипа колінчастого вала), м;

n - частота обертання валу компресора, с -1;

z - число циліндрів компресора, шт.

Для одного і того ж компресора при постійній частоті обертання величина VK є постійною. Часто робочий об'єм компресора виражають в кубічних метрах на годину.

Об'ємна холодопродуктивність qv і коефіцієнт подачі залежать від властивостей холодоагенту і умов роботи холодильної машини.

де v1 - питомий об'єм, відповідний станом пара, що виходить з випарника;

i1 - ентальпія, відповідна стану пара, що виходить з випарника;

i4 - ентальпія рідкого холодоагенту перед регулюючим вентилем.

Зі зниженням to об'ємна холодопродуктивність qy зменшується, так як питома обсяг, пара v1. засмоктуваного компресором, зі зниженням температури (відповідно і тиску) різко збільшується, в той час як питома масова холодопродуктивність при цьому майже не змінюється. Зі зниженням температури переохолодження tн об'ємна холодопродуктивність qv збільшується, так як зростає значення масової холодопродуктивності qo.

Таким чином, холодильна машина з одним і тим же компресором при різних температурах t0 і tH має різну холодопродуктивність.

При здійсненні дійсного процесу в циліндрі компресора витрачається більше роботи, ніж це потрібно теоретично, т. Е. В компресорі є енергетичні втрати. Особливо сильний вплив на величину енергетичних втрат надає теплообмін між всмоктується парами холодоагенту і стінками циліндра. Фізична природа цих втрат полягає в тому, що при підігріві всмоктуваних парів збільшується їх питома обсяг, і циліндр компресора заповнюється меншим масовим кількістю парів холодильного агента. Витрата роботи визначається площею діаграми (див. Рис. 2.12), яка мало змінюється при зміні питомої обсягу парів. В результаті цього питома витрата роботи на стиск 1 кг холодоагенту зростає. Енергетичні витрати від дросельних втрат в клапанах добре видно на індикаторної діаграмі (див. Рис. 2.12) у вигляді надлишкових площ над лінією pк і під лінією р0. Шкідливий простір циліндра істотного впливу на енергетичні втрати не робить. Збільшення дійсної витрати роботи в циліндрі компресора для стиснення холодоагенту в порівнянні з теоретичної, т. Е. Енергетичні втрати в циліндрі компресора, враховують за допомогою індикаторного ККД який являє собою відношення індикаторної потужності теоретичного циклу компресора до індикаторної потужності дійсного циклу компресора # 951; i = Nт / Ni. звідси величина індикаторної потужності Ni = Nт / # 951; i (# 951; i залежить від режиму роботи компресора). значення # 951; i - призводять у вигляді графіків на рис, 2.14, а, б.

При охолодженні циліндрів енергетичні втрати зменшуються, особливо в аміачних компресорах, в яких перегрів пара при стисненні більше, ніж у фреонових компресорах.

У фреонових машинах енергетичні втрати знижуються в разі застосування регенеративного теплообміну. Пари з випарника, вступаючи в теплообмінник, осушуються і перегріваються, в результаті чегс теплообмін між перегрітими всмоктується парами і стінками циліндра відбувається гірше, ніж при всмоктуванні вологого або злегка перегрітої пари.

Крім того, у фреонової машині разом з парами холодоагенту в компресор потрапляють крапельки масла, які насичені фреоном. При попаданні їх на гарячу поверхню циліндра відбувається закипання цього фреону, що різко збільшує індикаторні енергетичні втрати. При використанні регенеративного теплообмінника фреон доіспаряется і переганяється з крапельок масла внаслідок нагрівання, що призводить до збільшення # 955; і зменшення індикаторних втрат. На рис. 2.14, б показаний графік зміни # 951; i для фреонових компресорів малої продуктивності.

З достатньою точністю для фреонових компресорів можна обчислити:

де То - температура кипіння фреону в випарнику, К;

Т-температура конденсації, К.

Наприклад, to = - 15 ° С; tk = + 27 ° С, тоді

# 951; i = 258/300 + 0,0025 (258-273) = 0.86-0,0375 = 0,82

Таким чином, індикаторні втрати в компресорі відбуваються в результаті підігріву пара холодоагенту в циліндрі, дроселювання пара в клапанах і можливих нещільностей в поршневих кільцях і клапанах. Втрати потужності в компресорі відбуваються не тільки в циліндрі (індикаторні втрати), а й в механізмі руху компресора через тертя. Тому повна потужність на валу компресора повинна бути більше на значення даних втрат, які враховуються механічним ККД компресора # 951; хутро. які представляють ставлення індикаторної потужності Ni. до потужності ефективної Ne:

коефіцієнт # 951; хутро на відміну від коефіцієнта # 951; i. незначно за-висить від температурних умов ра-боти машини. Втрати на тертя визначаються типом, розміром, кон-конструкцією мастильної системи когось компресорів. Механічний ККД ре-жиму роботи компресора в середньому дорівнює 0,9.

Повна потужність, необхідна для приводу компресора,

де # 951; пр - к.к.д. приводу (можна при-няти 0,96-0,98).