4.5.1 Компрессоры

Компрессор паровой компрессионной холодильной машины, получившей наибольшее распространение на хладотранспорте, представляет собой сложное устройство с движущимися частями. Он во многом определяет экономичность, надёжность и долговечность машины. Компрессор предназначен для создания низкого давления в испарителе (путём отсасывания паров, образующихся в результате кипения хладагента), и высокого давления в конденсаторе (необходимо для поддержания достаточно высокого уровня температуры сжижения паров хладагента при отводе теплоты в окружающую среду).

Паровые компрессионные холодильные машины комплектуются компрессорами разных типов:

– ротационными и винтовыми, где процесс сжатия паров хладагента происходит за счёт уменьшения замкнутого начального объёма рабочей полости;

– турбокомпрессорами. Здесь используют центробежный способ повышения давления, который заключается в преобразовании части кинетической энергии потока паров хладагента на профилированных лопатках вращающегося диска в потенциальную энергию в диффузоре;

– поршневыми, которые создают возвратно-поступательные движения поршня в цилиндре. Здесь с помощью системы клапанов происходит разрежение в одной части контура хладагента и давление в другой.

Более 90% всех паровых компрессионных холодильных машин оснащено поршневыми компрессорами, поэтому их работа изучается достаточно подробно.

Рассмотрим рабочий процесс поршневого компрессора. Движение поршня обеспечивается от внешнего привода (дизель, электродвигатель и др.) через маховик и кривошипно-шатунный механизм (рисунок 4.23, в).

В крышке цилиндра расположены всасывающий 1 и нагнетательный 2 клапаны. За один оборот маховика, т. е. за два хода поршня 4, в цилиндре 3 совершается полный цикл рабочего процесса (всасывание, сжатие, нагнетание и расширение).

Рисунок 4.23 – Теоретическая (а) и действительная (б) диаграммы работы компрессора (в)

В идеальном (теоретическом) компрессоре поршень доходит до крышки цилиндра, т. е. не имеет зазора, называемого вредным пространством. Поэтому клапан 1 открывается сразу же с началом движения поршня 4 вправо вследствие создающегося под поршнем разрежения, и всасывание паров хладагента из испарителя в цилиндр 3 происходит при постоянном давлении p_о на всём протяжении хода поршня (пол-оборота маховика, линия а-b на рисунке 4.23, а). Объём всасываемого пара равен объёму, описываемому поршнем V_h за один ход.

При обратном ходе поршня всасывающий клапан 1 сразу же самопроизвольно закрывается, и происходит адиабатическое сжатие замкнутого объёма паров в цилиндре до давления p_к в конденсаторе (линия b-с). После этого нагнетательный клапан 2 самопроизвольно открывается, и через него при дальнейшем движении поршня влево сжатые пары выталкиваются (нагнетаются) в конденсатор при постоянном давлении p_к (линия с-d).

Так как рассматриваемый идеальный цилиндр не имеет вредного пространства, то весь сжатый пар вытесняется в конденсатор. При начале повторного движения поршня вправо давление в цилиндре мгновенно снижается до p_о, вследствие чего нагнетающий клапан 2 закрывается, а всасывающий клапан 1 открывается, и траектория изменения давления под поршнем при работе компрессора повторяется.

В реальном компрессоре между поршнем в его крайнем левом положении и крышкой цилиндра всегда имеется расстояние 1...3 мм, которое образует вредное пространство, чтобы исключить возможность удара поршня о крышку при температурном расширении кривошипно-шатунно­го механизма в процессе работы. Вредное пространство сильно изменяет рабочий процесс компрессора и приводит к значительным объёмным потерям (см. рис. 4.23, б). Во вредном пространстве при крайнем левом положении поршня всегда остаётся сжатый пар объёмом V_c с давлением p_к. При движении поршня вправо пар расширяется при закрытых клапанах 1 и 2 до давления p_o (кривая d-a на рисунке 4.23, б). Только после этого клапан 1 сможет открыться для всасывания новой порции пара.

Индикаторная (опытная) диаграмма, показанная на рисунке 4.23, б), отличается от теоретической ещё и отклонениями давления от p_о и p_к. Возникающая разность (p_о и p_к) называется декомпрессией, соответственно, в испарителе и конденсаторе. Декомпрессия служит для создания дополнительный напора на преодоление сопротивления всасывающего и нагнетательного клапанов. Объёмы V_c1 и V_c2 вместе с V_c образуют неиспользованное пространство, что понижает эффективность работы компрессора.

Работа компрессора l, необходимая для повышения потенциала хладагента и сброса теплоты в окружающую среду, эквивалентна, как известно из термодинамики, площади цикла в координатах p-V. Очевидно, что её действительное значение больше теоретического. Интегральную оценку потерь в реальном компрессоре, связанных с наличием в нём вредного пространства, даёт коэффициент подачи , который представляет собой отношение фактической подачи компрессора (фактически всасываемых компрессором паров) V_п.к к геометрическому объёму, описываемому поршнем V_h, т. е. к теоретическому объёму всасывания, доли единицы

 = V_п.к /V_h < 1.

Этот коэффициент зависит от величины вредного пространства, степени сжатия p_к/p_о, типа компрессора, величины изношенности деталей поршня, клапанов и др. Обычно коэффициент подачи компрессора определяют опытным путём или рассчитывают, доли единицы:

 = _п_v;

где _п – коэффициент потерь от подогрева компрессора, доли единицы; _v – коэффициент объёмных потерь, доли единицы.

;

,

где Т_о – абсолютная температура кипения хладагента, К; Т_к – абсолютная температура конденсации хладагента; p_о – давление кипения хладагента в испарителе, МПа; p_к – давление конденсации хладагента в конденсаторе, МПа; p_о – потеря напора при всасывании хладагента компрессором, МПа; p_к – то же, при нагнетании хладагента в конденсатор, МПа; с – величина относительного вредного пространства, доли единицы.

Величины p_о, p_к, с – конструктивные характеристики конкретного компрессора.

Геометрический объём, описываемый поршнями компрессора, можно определить, м³/ч:

,

где D – диаметр цилиндра, м; h – ход поршня, м; n – частота вращения вала компрессора, об/мин; z – количество цилиндров.

Тогда при известных V_h и  можно рассчитать действительную подачу компрессора V_п.к, м³/c:

V_п.к = V_h .

К другим основным параметрам компрессора относятся холодопроизводительность Q_o, и потребляемая мощность N_д. Под холодопроизводительностью компрессора понимается холодопроизводительность установки, в составе которой работает этот компрессор, кВт:

,

где q_v – теоретическая объёмная холодопроизводительность 1 кг хладагента, м³/ч; v₁ – удельный объём хладагента при всасывании компрессором (см. прил. Л).

Поскольку коэффициент подачи компрессора  и другие величины при изменениях режима работы не остаются постоянными, то и холодопроизводительность будет зависеть от режима (в особенности от температур t_о, t_к, t₁ и t₂).

Понижение температуры кипения t_о и, следовательно, давления в испарителе p_o связано с заметным уменьшением холодопроизводительности компрессора вследствие убывания q_o и увеличения удельного объёма засасываемого пара v₁. Кроме того, с понижением давления кипения увеличивается отношение р_к/р_о (степень сжатия) и соответственно уменьшается коэффициент подачи компрессора . В целом при понижении t_o на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатых холодильных машин резко уменьшается – на 4...6 %.

С повышением температуры конденсации на 1 °С холодопроизводительность одноступенчатой установки также снижается (на 1,0...1,5 %), так как уменьшаются q_o и  вследствие увеличения давления конденсации. Следовательно, превышение параметров холодильной машины за пределы паспортных (номинальных) значений верхнего и нижнего давлений (а значит, и температур фазовых переходов) чревато заметным понижением её холодопроизводительности.

Мощность, потребляемую компрессором в сложившихся условиях, находят как теоретическую по холодопроизводительности машины

N_т = Q_o/,

учитывая при этом её увеличение в связи с дополнительными потерями: энергетическими, гидравлическими, механическими (на трение в сопрягающихся элементах).