ББК 31.392я7
Х71
УДК 621.57@75)
Н. Н. Кошкин, И. А. Саку и, Е. М. Бамбушек,
Н. Н. Бухарин, Е. Д. Герасимов, А. Я. Ильин,
В. И. Пекарев, А. К. Стукаленко, Л. С. Тимофеевскнн
Рецензенты:
д-р техн. паук проф. Ф. М. Чистяков; кафедра холодильных машин
и установок Московского ордена Трудового Красного Знамени технологиче-
технологического института мясной и молочной промышленности (канд. техн. наук доц.
Г. Д. Аверин, канд. техн. наук доц. К, И. Венгср, д-р icxh. наук проф,
Э> И. Каухчешеили)
Холодильные машины: Учебн. для втузов по специально-
Х71 стл «Холодильные машины и установки»/Н. Н. Кошкин,
И. А. Сакун, If. M. Бамбушек и др.; Под общ. ред. И. А. Са-
куна. — Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1985. —
510 с, ил.
В пер.: 1 р, 60 к,
v 2303050000-169 tttA ик ББК 31.392я7
Х 038 @1)-85 1вМ5 6П2.28
© Издательство «Машиностроение», 1985 г#

ПРЕДИСЛОВИЕ
Интенсификация развития народного хозяйства страны, преду-
предусмотренная решениями XXVI съезда КПСС, требует повышения
научно-технического уровня разработки и производства холодиль-
холодильного оборудования. Решению этих задач подчинена работа высшей
школы по повышению качества подготовки инженерных кадров
соответствующего профиля.
Настоящий учебник написан авторским коллективом кафедры
холодильных машин Ленинградского ордена Трудового Красного
Знамени технологического института холодильной промышленности
в соответствии с действующей программой курса «Холодильные
машины» высших учебных заведений, готовящих инженеров по спе-
специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки»
специализации «Холодильные машины и установки».
В основу книги положены лекции, читаемые в ЛТИХПе, а также
многолетний опыт преподавания курса «Холодильные машины» в ин-
институте.
Основное внимание авторы уделили изложению теории, анализу
и методикам расчета холодильных машин и их элементов. Рассмо-
Рассмотрено ограниченное число примеров конструкции машин и устройств,
применяемых в технике умеренного холода. Читатель может попол-
пополнить сведения по этому вопросу, обратившись к справочной лите-
литературе серии «Холодильная техника» [45, 46] и другим источникам.
Авторы выражают глубокую признательность д-ру техн. наук
проф. 1£. С. Курылеву и д-ру техн. наук проф. В. В. Оносовскому
за обстоятельный разбор рукописи и полезные советы, позволившие
сделать изложение материала более ясным и методически строгим.
Авторы благодарят канд. техн. наук доц. В. П. Суетинова за участие
в написании гл. 13 рукописи, а также канд. техн. наук С. П. Аксе-
Аксенова, инж. И. Д. Лукьянову и других сотрудников кафедры холо-
холодильных машин ЛТИХПа за помощь в подготовке рукописи.
Отзывы и замечания по книге просим направлять по адресу:
191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10, ЛО издательства «Маши-
«Машиностроение».

ВВЕДЕНИЕ
Теплообмен, являясь одним из наиболее распространенных про-
процессов в природе, диалектически связывает между собой процессы
охлаждения и нагревания. Второй закон термодинамики устанавли-
устанавливает невозможность самопроизвольного перехода теплоты от менее
нагретого тела к более нагретому.
Температурный уровень тела, устанавливаемый термодинамиче-
термодинамической шкалой температуры, позволяет однозначно определить направ-
направление естественного теплового потока. Наименее нагретыми телами
или средами в природе являются окружающие нас воздух, вода,
почва, т. е. окружающая среда, имеющая теоретически бесконечно
большую теплоемкость.
Многие современные технологические процессы необходимо вести
при температурах более низких, чем температура окружающей
среды. Кроме того, температурный уровень окружающей среды
в наземных условиях подвержен значительным колебаниям.
Он не поддается регулированию, что не отвечает требованиям
современного материального производства, жизни и быта
людей.
Искусственный холод — есть теплота, температурный уровень
которой ниже температурного уровня окружающей среды. Искус-
Искусственное охлаждение, т. е. процесс понижения температуры источ-
источника ниже температуры окружающей среды, можно осуществить
двумя путями: 1) используя аккумулированный в ограниченном
пространстве естественный холод; 2) используя выработанный в спе-
специальных устройствах — холодильных машинах — искусственный
холод х.
Аккумулирование естественного холода путем заготовки водного
льда в нашей стране с ее многомесячным холодным периодом на боль-
большей части территории применяется давно. Современные технические
средства заготовки естественного водного льда для многочисленных
мелких потребителей и его бессольное применение (при температуре
около О °С) делают этот способ энергетически и экологически целе-
д Выражения «аккумулированный холод» и «выработанный холод» являются удоб-
удобными своей краткостью условными терминами. Их следует понимать как аккумули-
аккумулирование или выработку потеициальиой возможности восприятия соответствующего
количества теплоты.

сообразным. Применение льдосоляных смесей, в частности хлорида
кальция и льда, позволяет, как известно, снизить температуру плав-
плавления льда до —55 °С.
Для получения искусственного холода согласно второму закону
термодинамики необходимо затратить внешнюю энергию. Темпера-
Температура охлаждаемого изолированного тела при этом будет пони-
понижаться, т. е. отнятие теплоты (охлаждение) воспринимается как
«передача телу холода». Температура воспринимающего теплоту тела
будет повышаться, однако, если теплота передается окружающей
среде, имеющей бесконечно большую теплоемкость, ее температура
практически не меняется.
Температурным пределом искусственного охлаждения является
температура, близкая к абсолютному нулю (—273,15°С). Диапазон
температур, достигаемый в холодильных машинах, условно делится
на две области: область холода умеренной температуры (так назы-
называемая область умеренного холода) — до —160 СС и область глу-
глубокого холода — от —120 СС и ниже. Вузовский курс «Холодиль-
«Холодильные машины» посвящен изучению способов получения искусствен-
искусственного холода умеренной температуры.
В цикле холодильной машины всегда имеются два внешних
источника теплоты: источник теплоты низкой температуры (ИНТ)
и окружающая среда или источник теплоты высокой температуры
(ИВТ); ИНТ принято называть тело или среду, от которых
отводится теплота. В машинах, работающих по теплонасосному
или теплофикационному циклам, тело или среда, к которым под-
подводится теплота, являются приемниками теплоты высокой темие-
. ратуры.
Для переноса теплоты от ИНТ к ИВТ в холодильных.машинах
используются рабочие вещества. Рабочее вещество холодильной
машины" называют также холодильным агентом (сокращенно хлад-
хладагентом). Физические, калорические и другие свойства рабочего
вещества (см. гл. 3) в реальных условиях влияют на технико-эконо-
технико-экономические показатели холодильной машины.
Процесс производства искусственного холода для промышленных
нужд необходимо осуществлять непрерывно, вырабатывая холод
в холодильной машине и передавая его от ИНТ к ИВТ. Передача
холода обычно осуществляется посредством жидкого или газообраз-
газообразного теплоносителя или передачей охлажденной среды, например
воздуха, непосредственно в охлаждаемые помещения (холодилыше
камеры).
Холодильные машины умеренного холода делятся на три основ-
основные группы: компрессорные, теилоисиользующие, термоэлектриче-
термоэлектрические.
Компрессорные холодильные машины используют энергию в виде
механической работы. Одршм из элементов этих машин является
компрессор, сжимающий и перемещающий паро- или газообразное
рабочее вещество. В зависимости от типа и мощности компрессора
его привод осуществляется от двигателя: электрического, внутреннего
сгорания, паровой или газовой турбины.

Теплоиспользующие холодильные машины — абсорбционные и па-
роэжекторньге — в качестве источников энергии используют теплоту
относительно низкого потенциала — горячую воду, отходящие газы,
отработавший пар, имеющие температуру выше температуры окру-
окружающей среды. Это так называемые вторичные энергетические ре-
ресурсы (ВЭРы), использованию которых в настоящее время в соот-
соответствии с решением XXVI съезда КПСС придается особенно
большое значение.
В термоэлектрических холодильных машинах используется не-
непосредственно электрическая энергия.
Компрессорные холодильные машины в зависимости от агрегатного
состояния холодильного агента, с помощью которого осуществляются
рабочие процессы цикла, делятся на паровые и газовые. В паровых
холодильных машинах рабочее вещество совершает замкнутый
обратный круговой термодинамический цикл, меняя свое агрегатное
состояние по схеме* пар—жидкость—пар. В газовых холодильных
машинах агрегатное (газообразное) состояние рабочего вещества не
изменяется, причем в качестве рабочего вещества применяется пре-
преимущественно воздух.
Получаемые g помощью холодильных машин умеренно низкие
температуры используются в различных отраслях народного хо-
хозяйства: в пищевой промышленности и сельском хозяйстве при за-
заготовке и переработке скоропортящегося сырья, производстве и
хранении пищевых продуктов; в химической и нефтеперерабатыва-
нефтеперерабатывающей промышленности при производстве искусственного волокна,
пластмасс, спирта, каучука и т. п.; в медицинской, фармацевтиче-
фармацевтической и биологической промышленности при производстве и хранении
лекарств и биологических продуктов; в производственных, админи-
административных и бытовых помещениях для кондиционирования
воздуха; в железнодорожном, автомобильном и водном видах
транспорта для сохранности при перевозке грузов; в горной про-
промышленности для замораживания водоносных грунтов при строи-
строительстве шахт, туннелей, подземных сооружений; в машинострое-
машиностроении и радиотехнике; в спортивных сооружениях и во многих" дру-
других случаях.
В настоящее время в нашей стране выпускаются все виды холо-
холодильного оборудования, известного и применяемого в мировой тех-
технике. Отечественные заводы выпускают холодильные машины от
бытовых мощностью в несколько десятков ватт до промышленных
мощностью 10 МВт. Более 75 % холодильных машин и оборудова-
оборудования предназначено для хранения и обеспечения технологии пере-
переработки пищевых продуктов. Вместимость холодильников за пос-
последние 15 лет увеличилась в нашей стране в 1,8 раза. Выпуск хо-
холодильного оборудования в ближайшие годы будет увеличен более
чем в два раза.
Практическое применение холодильные машины получили ве
второй половине XIX века. Однако массовое использование
холода в промышленности и в быту началось лишь в XX сто-
столетии.

В развитие теории холодильных машин, создание новых типов и
их современных конструкций большой вклад внесли советские
ученые; П. Л. Капица, А. А. Саткевич, И. И. Левин, В. Е. Цыдзик,
С. Я. Герш, Н. Н. Кошкин, В. С. Мартыновский, Ф, М. Чистяков,
Л. М. Розенфельд, А. Г. Ткачев, И. С. Бадылькее, А. А. Гоголин,
В. М. Бродянский, А. В. Быков, И. М. Калнинь и другие хорошо
известные холодильщикам нашей страны и за ее пределами.
В настоящее время над созданием новых, исследованием и усо-
усовершенствованием существующих холодильных машин и их состав-
составных элементов работают многие научно-исследовательские и учеб*
ные институты, конструкторские бюро и заводы нашей страны.

Г лава 1
ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПОЛУЧЕНИЯ
НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУР
Для понижения температуры рабочего вещества в циклах холо-
холодильных машин используется дросселирование (эффект Джоуля-
Томпсона), расширение с получением внешней работы, вихрепой
эффект (эффект Ранка—Хильша), термоэлектрический эффект (эф-
(эффект Пельтье), мапштокалорический эффект, десорбция газов.
Наиболее распространенными способами получения низких тем-
температур являются: дросселирование, применяемое в паровых ком-
компрессорных и теплоиспользующих холодильных машинах, а также
расширение с получением внешней работы, применяемое в газовых
холодильных машинах. Магнитокалорический эффект и десорбция
газов применяются в основном в лабораторной практике для полу-
получения температур от 4 К до близких к абсолютному нулю.
§ 1.1. Дросселирование
Дросселированием называется эффект падения давления рабочего
вещества в процессе протекания его через сужение в канале. Физи-
Физически падение давления в процессе дросселирования обусловлено
диссипацией энергии потока, расходуемой па преодоление местного
сопротивления. Таким местным сопротивлением может быть диа-
диафрагма, вентиль, пористая среда, капилляр и др.
Рассмотрим процесс дросселирогзания рабочего вещества в диа-
диафрагме, установленной в горизонтальном трубопроводе постоянного
сечения (рис. 1Л). Теплообменом рабочего вещества с окружающей
средой в процессе дросселирования пренебрегаем. Масса рабочего
вещества, заключенная в данный момент между сечениями /—/
(до диафрагмы) if II—II (за диафрагмой), перемещается вдоль
трубы. Обозначим площадь сечения трубы F, давление, удельный
объем и температуру рабочего вещества до диафрагмы и после со-
соответственно р1у vL, Т{ и ръ v2, T2. За некоторый промежуток вре-
времени сечение /—/ переместится на расстояние slf сечение //—//
на расстояниеs2. Так как давление и плотность рабочего вещества за
диафрагмой ниже, чем перед диафрагмой, то s2 >5Х. Для того чтобы
переместить сечение /—/ на расстояние slf необходимо совершить
работу, равную
J-i-ЯАЛ , A.1)
8

Обозначим Vx = s{Ft где Fi — объем рабочего вещества, вытес-
вытесняемый сечением /—/ за рассматриваемый промежуток времени
через диафрагму. Так как Vx = i\G, где G — масса рабочего ве-
вещества, прошедшего через диафрагму, то
Li = p.vfi. A.2)
Так же определяется работа, которую производит, перемещаясь,
сечение II—II против давления /?2,
L2 = p2i\zG. A.3)
При перемещении рассматриваемой фик ированной массы рабо-
рабочего вещества за определенный промежуток времени совершается
работа, равная разности работы L2l которую производит сечение //—
//, и работы Lb которая производится над сечением 1—1\
I = L2 — Lx\ L = (p2v2 —
f. A.4); A.5)
1
1
1
1
1
Pi V1
1
V
ж
1
Рг |
i С*
Vz p*—-
2 1
1
1
1
1
I
1
Эта работа (работа протал-
проталкивания) затрачивается на пре-
преодоление сопротивления и, пре-
превращаясь в теплоту, подводит- j " "лГ
ся к самому рабочему веществу. Рис. 1Л. Схематическое изображение прс-
И процессе дросселирования - цесса дросселирования
'без теплообмена с окружающей
средой работа может быть произведена только зга счет уменьшения
внутренней энергии системы. Следовательно,
L - fa — uJG, A.6)
где и, и и2 — внутренняя энергия единицы массы рабочего вещества
соответственно до и после диафрагмы. .
Приравнивая между собой правые части уравнения A.5) и A.6),
получаем щ -\- р&г = иг + p2v2 или, что то же самое,
к = t%. A.7)
Таким образом, уравнение A.7) показывает, что в результате
адиабатного дросселирования значения энтальпий рабочего веще-
вещества до и после местного сопротивления одинаковы. Однако в самом
процессе дросселирования энтальпия переменна. Это объясняется
тем, ^что диафрагма или другое местное сопротивление представляет
собой сужение проходного сечения трубы, поэтому при протекании
через диафрагму поток рабочего вещества ускоряется, его кинетиче-
кинетическая энергия возрастает и, следовательно," энтальпия уменьшается.
оа диафрагмой сечение трубы снова возрастает, поток замедляется
(тормозится), его кинетическая энергия уменьшается и энтальпия
увеличивается до прежнего значения. Это иллюстрируется диаграм-
диаграммой (рис. 1.2). На этом рисунке процесс У—а отражает уменьшение
энтальпии при понижении давления от рх до р2у процесс а—2 — тор-
торможение потока за диафрагмой, в результате чего кинетическая

энергия потока уменьшается, а энтальпия возрастает до первоначаль-
первоначального значения. Во внешнем адиабатном потоке теплота, выделя-
выделяющаяся при торможении потока, целиком воспринимается самим
потоком рабочего вещества.
Рассмотрим теперь, как изменяется температура рабочего ве-
вещества при дросселировании. Из математического анализа известно,
что
п 8)
дх-ду ~ ду&х9 У ' '
т. е. значение смешанной производной не зависит от последователь-
последовательности дифференцирования. Рассмотрим это соотношение для слу-
случая z = const, т. е. dz = 0, тогда
i
откуда
\~д»)х\9* )г— \дх „
"^ Очевидно, что если некоторая
Рис. 1.2. Процесс дросселировав я величина z = / (у, х), ТО можно рас-
в ^(-диаграмме сматривать величины х = / (yt z) и
у = / (х, г), т.е. уравнение A.9)
однозначно связывает между собой величины всех возможных про-
производных этих трех функций.
По уравнению A.9) для величин 7\ /7, i получаем
= -h A.10)
Из термодинамики [27] известно, что
тогда из уравнения
A.10) следует
дТ\ T(dv/dT)v
1П
Величина (дТ/др); называется коэффициентом дросселирования
или дифференциальным дроссельным эффектом и обозначается
Of - (дТ/др)&. (Ы2)
Изменение температуры рабочего вещества в процессе дроссе-
дросселирования при конечном перепаде давлений называется инпгеграль*
10

ным дроссельным эффектом, который определяется из соотноше-
соотношения
(Г%-Тд = \щ-йр, A.13)
Pi
где Г, и Г2 — температуры рабочего вещества перед местным со-
сопротивлением и за ним.
Анализ уравнения A.11) показывает, что знак коэффициента
дросселирования определяется величиной [Т (dv/dT)p — v\ так как
всегда ср >0.
Если (dv/dT)p < v/T, то щ < 0, тогда Т2 — 7\ = J ardp =
Pi
= - at (pl — рг) i>0, т. е. температура рабочего вещества за дрос-
дросселем повышается. В том случае, когда (dv/dT)p >> v/T, то at *>0
и 72 — Г, < О, т. е. температура рабочего вещества за дросселем
понижается.
I-сли (dv/dT)p — v/Ty то а,- — 0 и 7\> — Л = 0, т. е. температура
рабочею вещества в процессе дросселирования не меняется.
Поскольку для идеального газа pv = RT, следовательно,
(dvdT).. — Rip ^ v/T, тогда аь = 0, т. е. идеальный газ дроссе-
дросселируется без изменения температуры.
Для одного и того же рабочего вещества знак щ может быть
различным в различных областях диаграммы состояния. Состояние
рабочего вещества, в котором a-t — 0 называется точкой инверсии
эффекта дросселирования. Геометрическое место точек инверсии на
диаграмме состояния называется кривой инверсии.
Дросселирование представляет собой необратимый процесс, так
как если представить себе процесс дросселирования, идущим в об-
обратном направлении (например, в трубопроводе, показанном на
рис. 1.1, изменить направление движения потока на обратное), то
он по-прежнему будет сопровождаться падением давления. По-
Поскольку процесс дросселирования необратим, то энтропия рабочего
вещества при дросселировании возрастает. Изменения энтропии
можно определить, пользуясь следующим соотношением [20]:"
«2 (i\ Pz) - Si {i> Pi) = f (ds/dp)i dp, A.14)
p\
Pc
где (ds/dp)i = —v/T. Тогда' s2 (/, p2) — su (/, px) = — J (v/T) dp
или
f1
s2 (i, Pi) - Sl (i, Px) = J (v/T) dp. A.15)
Pa
^уравнения AЛ5) следует, что всегда s2 E>su.
If

§ 1.2. Процесс расширения
с получением внешней работы
При расширении рабочего вещества от давления рх до давления р2
(рис. 1.3) можно получить работу, если этот процесс происходит
в расширительном цилиндре — детандере (процесс а— Ь). В этом
случае работа совершается за счет изменения энтальпии расширя-
расширяющегося рабочего вещества и отводится от детандера. Чаще всего
для расширения рабочего вещества используются центростреми-
центростремительные или осевые детандеры, хотя могут использоваться и другие
типы расширительных машин, например* поршневые или винтовые.
Винтовые детандеры, на наш взгляд, имеют большие перспективы,
однако исследований в этой области крайне мало.
Рассмотрим, как меняются па-
параметры рабочего вещества, харак-
характеризующие процесс расширершя
с получением BFiemnefi работы.
Если процесс расширения с совер-
совершением внешней работы осуществ-
осуществляется без потерь и без теплооб-
теплообмена с окружающей средой, то
• энтропия рабочего вещества не
5 меняется, т. е. процесс расширения
Рис. 1.3. Процессы дросселирования и^ет изоэнтронно d.s--^ 0. Работа,
и адиабатного расширения с получе- совершаемая рабочим веществом
нисм работы в s— Г-диаграмме при расширении (процесс а—6),
отводится из системы. Так как эта
работа совершается за счет энергии рабочего вещества, то его темпе-
температура в процессе расширения всегда понижается.
Понижение температуры определяется производной (дТ1др)8%
которая может быть названа коэффициентом обратимого адиабат-
адиабатного (изоэнтропного) расширения и по аналогии с at обозначена ав.
Воспользуемся уравнением A.9) для величин Г, р9 s, тогда
(£).(#), (*).--'• <■•«»
С учетом уравнения Максвелла (dv/dT)p = —(ds/dp)r и выраже-
выражения теплоемкости ср = Т (ds/dT)p из уравнения A.16) получаем
\< = T(dv/dT)p/cp. A.17)
Коэффициент дросселирования в соответствии с уравнением
Из уравнений A.11) и A.17) получаем
а8-а* = и/ср. A.18)
Поскольку v и Ср всегда положительны, то в соответствии с A.18)
а, *>щ. A.19)
12

Таким образом, процесс адиабатного расширения с получением
внешней работы термодинамически более эффективен, чем процесс
адиабатного дросселирования. К такому же выводу можно прийти
рассмотрев эти процессы в диаграмме s— Т (рис. 1.3). Процесса—б —
адиабатное расширение с получением внешней работы, процесс я—_
с ___ дросселирование. Из рис. 1.3 видно, что ATS *> &Tt.
§ 1.3. Вихревой эффект
В 1933 г. Ранк экспериментально установил различие в температу-
температурах потоков воздуха, движущихся у оси и на периферии циклона-
пылеуловителя. Это открытие опровергалось до опубликования работы
А-А
Рис. 1.4. Схема вихревой трубы: а — прямоточный тип; б—противоточный тип
Хильша в 1946 г. В последнее время исследованию эффекта Ранка—
Хильша было посвящено большое число работ. Наиболее подробно об-
область его применения описана в монографии А. II. Меркулова [24]. Ис-
Исследованием этого явления занимался также В. С. Мартыновский [231.
Процесс температурного разделения газа, осуществляемый в вих-
вихревой трубе, вызвал значительный интерес вследствие чрезвычай-
чрезвычайной простоты ее конструкции (рис. 1.4). Сжатый газ подводится
при температуре окружающей среды в цилиндрическую трубу ///
рез сопло I по касательной к внутренней поверхности трубы,
уступающий в трубу газ совершает вращательное движение, одно-
одновременно перемещаясь от сопла / к дросселю //, причем через диаф-
v l-4,iV (или трубу меньшего диаметра) выходит холодный воздух,
13

а через дроссель // по периферии трубы — горячий. При давлении
газа 0,3—0,5 МПа температура холодного газа на 30—70 °С ниже
начальной температуры газа.
Получение в вихревой трубе холода методом необратимого рас-
расширения газа заранее предопределяет сравнительно большие энер-
энергетические потери. Проведение энергетического сравнения вихре-
вихревого эффекта и адиабатного расширения с получением внешней
работы показывает [21 ], что вихревой эффект значительно уступает
адиабатному расширению с получением работы. Однако не всегда
энергетическое сопоставление может быть решающим при сценке
холодильных систем.
Исключительная конструктивная простота вихревой трубы де-
делает метод совместного получения холода и теплоты весьма интерес-
интересным. Так, например, при периодической потребности в холоде на
различных предприятиях и особенно в лабораториях при необходи-
необходимое! и мглой холодопроизводительности очень удобно применять
простую вихревую трубу вместо дорогостоящей и сложной холодиль-
холодильной машины. Следует* указать, что до сих пор отсутствует достаточно
развитая и вполне законченная теория, которая могла бы предска-
предсказать все тонкости этого эффекта и дать необходимые рекомендации
конструктору для повышения эффективности вихревой трубы.
§ 1.4. Термоэлектрический эффект
В технике давно и достаточно широко применяется эффект воз-
возникновения термо-ЭДС в спаянных проводниках, когда места спаев
находятся при различных темпе-
температурах (эффект Зеебека). Дости-
Достижения в области создания эле к-
t t .
Источник низкой
температуры
Рис. 1.5. Схема термоэлемента Пелыъе
1 трических элементов, использую-
* типу ^гЬгЬрыт Зро^ркя ппипРЛн
щих эффект Зеебека,
также к прогрессу в использова-
использовании термоэлектрического эффекта
Пельтье. Сущность последнего
заключается в появлении разности
температур на спаях пары мате-
материалов при прохождении через них
электрического тока.
На рис. 1.5 показана схема тер-
термоэлемента Пельтье. Два полу-
полупроводника п и т образуют кон-
контур, по которому проходит постоян-
постоянный ток от источника питания С.
Если температура на холодных
спаях Тх станет ниже, чем температура источника низкой темпе-
температуры, а температура на горячих спаях 7\, выше, чем температура
окружающей среды, то термоэлемент будет выполнять функции хо-
холодильной машины, способной переносить теплоту от источника
низкой температуры к окружающей среде.
14

Снижение температуры спая происходит в том случае, когда
под воздействием электрического поля электроны, двигаясь из
одной ветви термоэлемента, переходят в новое состояние с более
высокой энергией. При этом повышение энергии электронов про-
происходит за счет кинетической энергии, отбираемой от атомов ветвей
термоэлемента в местах их сопряжения. При обратном направлении
движения тока электроны, переходя на более низкий энергетический
уровень, отдают избыточную энергию атомам кристаллической
решетки, нагревая спай термоэлемента.
Простота схемы, отсутствие каких-либо движущихся частей,
шума делают термоэлемент Пельтье чрезвычайно перспективным
генератором холода.
В конце 40-х и начале 50-х годов академик А. Ф. Иоффе и его
ученики провели работу по исследованию и разработке теории тер-
термоэлектрического охлаждения.

Глава 2
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Рабочее вещество в циклах холодильных машин участвует в раз-
различных термодинамических процессах. От того, как совершаются
эти процессы, зависит эффективность холодильных машин. Задача
термодинамического анализа, основанного на пер ном и втором за-
законах термодинамики, состоит в том, чтобы выяснить предельно
возможную эффективность циклов холодильных машин и указать
на те элементы машины, улучшение которых способно больше всего
повлиять на рост общей эффективности.
В термодинамической теории холодильных машин большое зна-
значение имеет окружающая среда. Окружающая среда характеризуется
прежде всего тем, что ее параметры не зависят от работы рассматри-
рассматриваемой холодильной машины (системы). Это означает, что окружа-
окружающая среда по отношению к холодильной машине (системе) должна
быть настолько большой, что любое воздействие холодильной ма-
машины (системы) вызывало бы в ней настолько малые изменения, что
ими можно пренебречь. Примерами такой среды могут служить атмо-
атмосферный воздух, вода крупных водоемов, космическое пространство.
Второе условие, которому должна удовлетворять окружающая
среда, заключается в том, что все ее компоненты должны находиться
в полном термодинамическом равновесии. Это условие, строго го-
говоря, невыполнимо, так как в окружающей среде существуют изме-
изменения температуры и давления. Однако при решении подавляющего
большинства термодинамических задач этими изменениями можно
пренебречь.
Указанная формулировка, которую можно встретить в ряде ли-
литературных источников, не совсем достаточна для инженера. До-
Дополнительным условием должна являться возможность реализовать
теплообмен между рабочим веществом и окружающей средой без
существенных затрат.
§ 2.1. Классификация обратных циклов
Рабочее вещество холодильной машины совершает обратный цикл
за счет механической энергии или энергии другого вида в различных
условиях. Имеется три разновидности обратных циклов: холодиль-
холодильный, теплового насоса и комбинированный.
16

Холодильная машина работает по холодильному
циклу и служит для охлаждения какой-либо среды или поддер-
поддержания низкой температуры в охлаждаемом помещении, если теплота
ог источника низкой температуры Гиит (охлаждаемого объекта) пере-
передается окружающей среде Го. с. Такой обратный никл показан 'на
рис. 2.1, а. В процессе 4—/ к рабочему веществу от источника низ-
низкой температуры подводится теплота qQf в процессе /—2 рабочее
вещество сжимается, в процессе 2—3 происходит отвод теплоты q
от рабочего вещества к окружающей среде. Процесс 3—4 — расшире-
расширение рабочего вещества с совершением работы 1р.
Согласно второму закону тер-
термодинамики, окружающей среде
передается теплоты больше, чем
отнимается от источника низкой
температуры, на величину работы
цикла
q-q, = iv B.1)
Работа, которую необходимо
пХгГп ^я Т Диа%ам1е:?1хол^„Ый: 7 1
ратного цикла, равна теплового -насоса; в — комбинирован-
'ц = 'к-/р. B.2) . - НЬ1Й
Термодинамическая эффективность холодильного цикла харак-
характеризуется холодильным коэффициентом 8
k . B.3)
Холодильная машина работает по циклу теплового
насоса, если теплота от окружающей среды передается источнику
с более высокой температурой Г11ВТ. В этом случае холодильная ма-
машина используется для теплоснабжения. Такой способ теплоснаб-
теплоснабжения иногда называют динамическим отоплением. Цикл теплового
насоса показан на рис. 2.1, б. В процессе 4—1 к рабочему веществу
подводится теплота от окружающей среды. При сжатии рабочего
вещества (процесс 1—2) его энтальпия и температура повышаются
вследствие сообщения ему работы, в процессе 2-3 рабочее вещество
отдает теплоту q источнику высокой температуры — воде или воз-
Духу, которые используются для отопления помещений или других
технологических нужд. В процессе 3—4 рабочее вещество расши-
расширяется, совершая при этом работу 1Р.
1ермодинамическая эффективность цикла теплового насоса опре-
определяется отопительным коэффициентом |х
И = <7//ц. . B.4)
зьДУ холодильным й отопительным коэффициентами существует
связь
И - <7//ц = (9о + /ц)//ц - е + 1. B.5)
п биниР°ванный цикл— цикл холодильной ма-
в котором теплота от источника низкой температуры пере-
17

дается источнику высокой температуры. Такой цикл представлен на
рис. 2.1, в, где 4—/ — это процесс подведения теплоты qQ к рабочему
веществу; /—2 — сжатие рабочего вещества; 2—3 — отвод теплоты q
от рабочего вещества к источнику высокой температуры; 3—4 —
расширение рабочего вещества с получением работы.
При помощи комбинированного цикла получают одновременно
холод и теплоту, поэтому характеризуется он двумя коэффициен-
коэффициентами е и |х:
е = <7о/'ц.х; ]* = Я11ч.1>
где /ц х и /ц т —соответственно работа циклов 1 —Ъ—а—4 и
b — 2—3— al
§ 2.2. Второй закон термодинамики.
Внутренняя и внешняя необратимость
Рассматривая условия перехода теплоты от холодного тела к бо-
более теплому, Р. Клаузиус формулировал второй закон термодина-
термодинамики следующим образом: «Теплота не может переходить от холод-
холодного к теплому телу сама собой, без компенсации». В этой форму-
формулировке подчеркивается необходимость затраты работы для пере-
переноса теплоты от холодного тела к теплому (от источника низкой
температуры к окружающей среде или к источнику высокой темпе-
температуры), т. е. для осуществления обратного кругового цикла необ-
необходимо иметь как минимум два источника — низкой и высокой тем-
температуры (окружающей среды) и при этом необходимо затратить
работу (или теплоту).
На втором законе термодинамики базируется вся термодинамиче-
термодинамическая теория холодильных машин. Понятие об обратимости процес-
процессов имеет фундаментальное значение как в физике, так и в теории
холодильных машин. В констатации самого факта существования
необратимых процессов лежит важная идея второго закона термо-
термодинамики.
Процесс называют обратимым, если после его завершения тела,
принимавшие в нем участие, могут быть возвращены в первоначаль-
первоначальное состояние и при этом какие-то дополнительные изменения нигде
не возникнут. Процессы, которые не удовлетворяют этим условиям,
называются необратимыми. Источниками необратимости в холодиль-
холодильных машинах являются внутреннее трение частиц рабочего вещества;
трение в элементах машины; дросселирование; диффузия; передача
теплоты, происходящая при конечной разности температур; нерав-
неравновесные фазовые превращения; смешение различных компонентов
и др.
Принципиальным вопросом является разделение необратимости
на внутреннюю и внешнюю. Такое разделение позволяет правильно
установить источники необратимых потерь в циклах и дает возмож-
возможность искать пути их устранения.
Внутренне обратимым процессом (с достаточной для инженер-
инженерной практики точностью) можно считать процесс, в котором соблю-
18

дяются условия равновесия Biiyipn тела, отсутствуют внутреннее
трение и диффузия, не происходит смешения и химических реакций,
В том случае, когда выполняются условия равновесия между рабо-
рабочим веществом и внешними телами (окружающей средой), находя-
находящимися с ним во взаимодействии, процесс называют внешне обрати-
обратимым. Очевидно, что возможны различные сочетания внутренне и
внешне обратимых и необратимых процессов и их можно классифи-
классифицировать следующим образом: 1) процессы вполне обратимы как
внутренне, так и внешне; 2) процессы внешне обратимые, но вну-
внутренне необратимые; 3) процессы внешне необратимые, но внут-
внутренне обратимые; 4) процессы необратимые как внутренне, так и
внешне.
Все без исключения процессы, происходящие в элементах холо»
дильной машины, осуществляющей обратный круговой процесс,
относятся к четвертой группе. Тем не менее при термодинамическом
анализе можно использовать и понятие о процессах первых трех
групп. При таком анализе различных холодильных устройств весьма
плодотворным является метод наращивания (суммирования) потерь.
Одним из важных аспектов этого метода является разделение потерь
на внутренние и внешние.
Обратимые процессы можно изображать в термодинамических
диаграммах. Площади под кривыми, изображающими такие про-
процессы в v—р-, s—Т-диаграммах, будут представлять собой соот-
соответственно количество работы и теплоты. Изображение необратимых
процессов в тепловых диаграммах в значительной мере условно.
§ 2.3. Необратимые потери обратных циклов
Для определения величины необратимых потерь процессов в об-
обратных циклах используется уравнение Гюи— Стодолы. На основа-
основании первого и второго законов термодинамики для обратных циклов
уравнение Гюи—Стодолы имеет вид
Д/ = ГО.С£Д5, B.6)
где А/ — увеличение работы цикла, вызванное необратимостью
процессов; Г0#с —температура окружающей среды; У^ As—сум-
As—суммарное приращение энтропии всех тел, принимающих участие в про-
процессах.
Так как энтропия —функция состояния тела, то в замкнутом
обратном цикле, совершаемом рабочим веществом, его энтропия
примет первоначальное значение, а изменение энтропии будет равно
нулю. Следовательно, под 2 As при совершении обратного цикла
следует понимать изменение энтропии источников. Для холодильного
цикла использование уравнения Гюн—Стодолы при оценке потерь,
связанных с необратимостью, возможно только в том случае, если
Данный необратимый цикл сравнивается с обратимым (внутренне
и внешне), имеющим такую же холодопроизводительность (колнче-
19

ство теплоты, получаемое рабочим веществом от источника). Такие
обратимые циклы часто называют циклами с минимальной работой,
циклами-образцами.
Для процессов, происходящих в тепловом насосе; уравнение
Гюи— Стодолы справедливо в том случае, если сравниваются циклы,
дающие одно и то же количество теплоты.
В обратных циклах основными необратимыми потерями являются:
потери, связанные с теплообменом рабочего вещества с источником
ршзкой температуры и с окружающей средой; потери, связанные
с дросселирован нем рабочего вещества. Определение этих необрати-
необратимых потерь для простоты рассуждений будем производить по частям,
чтобы впоследствии просуммировать все потери и определить сте-
степень термодинамического совершенст-
совершенства цикла—коэффициент обратимос-
обратимости Т|обр.
Предположим, что необходимо
охладить какой-то источник низкой
температуры от состояния а до состоя-
состояния b (рис. 2.2). Это можно сделать
при помощи холодильной машины,
работающей по циклу 1—2—3—4. В
этом цикле теплота от рабочего ве-
вещества отводится к окружающей сре-
среде в процессе 2—3 при бесконечно
малой разности температур. Процес-
Процессы сжатия и расширения рабочего
вещества /—2 и 3—4 происходят по линиям s = const, т. е. также '
обратимы. Таким образом, в этом цикле имеется только один вид не-
необратимости—подвод теплоты к рабочему веществу при конечной раз-
разности температур в процессе 4—1. Процесс а—b показан на диаграмме
s—Г условно. Цикл /—2—3—4 строится таким образом, что его
удельная холодопроизводительность q0 равна количеству теплоты,
отводимой от источника низкой температуры, т. е.
3
ъ
4
С
а
и—
7
г
1
as"
Ъ Т0.с
f n e
Рис. 2.2. Обратные циклы при ко-
конечных разностях температур в
s— Г-диа грамме
пл. пг — Ь — а — / = пл. m — 4 — 1 — п.
B.7)
Из термодинамики известно, что работа цикла /—2—3—4 экви-
эквивалентна площади /—2—3—4. Сравним работу цикла 1—2—3—4У
имеющего необратимость в процессе подвода теплоты к рабочему
веществу, с обратимым циклом (циклом с минимальной работой).
Таким циклом для данных источников будет цикл a—c—3—b. Дей-
Действительно, в этом цикле теплообмен рабочего вещества с источни-
источником низкоГ! температуры и с окружающей средой идет при беско-
бесконечно малой разности температур, процессы сжатия и расширения
а—с и 3—Ь также обратимы (идут по линии s = const), т. е. такой
цикл внутренне и внешне обратим. Удельные холодопроизводитель-
ности цикла образца а—с—3—b и цикла исследуемого /—2—3—4
равны между собой по условиям построения цикла 1—2—3—4
[см. равенство B.7) ].
20

Работа цикла образца /mm соответствует площади а—c—3—b;
таким образом, увеличение работы Д/', связанное с необратимым
процессом теплообмена, будет равно
- /mln со пл. / - 2 - 3 -4 - пл. а - с - 3 - Ь B.8)
йли А/' со пл. /—2—с—а—b—4—/.
Так как пл. т — Ь — а — / = пл. т — 4— /—л, то шь 4 —
ft — а — 7 = пл. / — 7 — / — л, тогда
АР со пл. / - с - 2 - п = AsT0. c. B.9)
Таким образом, увеличение работы из-за необратимости в про-
процессе теплообмена источника низкой температуры и рабочего веще-
вещества равно изменению энтропии системы рабочее вещество — источ-
источник низкой температуры As', умноженному на температуру окружа-
окружающей среды Г0<с.
Изменение энтропии As' определяется следующим образом:
As' = Asp. B - As;HT, B.10)
где As,'I4T — изменение энтропии источника низкой температуры
в процессе а—b\ Asp. B — изменение энтропии рабочего вещества
в процессе 4—/;
Asp. в = Si - s4 = jcp. в (dT/T) =t cp. BIn GУГ4); B.11)
4
b
&s'mT = sb - sfl - j cHIIT (dT/T) = - си,,т In (Го/Гь). B.12)
a
Здесь cp. B и Синт —теплоемкость рабочего вещества и источника
(принимаем за постоянные величины).
Теперь представим себе, что процесс отвода теплоты от рабочего
вещества к окружающей среде идет также при конечной разности
температур и цикл холодильной машины будет /—5—6—4, т. е.
появилась еще одна внешняя ргеобрагнмость. Эта дополнительная
необратимость увеличила работу цикла на Д/" со пл. 2—5—6—3.
Определим дополнительную работу ДГ. Количество теплоты,
отведенной от рабочего вещества в окружающую среду, соответ-
соответствует пл. пг—6—5— п. С другой стороны, окружающая среда при-
приняла такое же* количество теплоты, эквивалентное площади
т ^ k—ё. Точка k поставлена таким образом, чтобы
пл.. т — 6 — 5. — п = пл. т — 3 — k — е. BЛ3)
Тогда пл. 2—5—6—3 - пл. n—2—k—e; пл. п—2—к-е = As'T0.c,
т. е,
ДГ = Д8То.в. B.14)
Изменение энтропии As" определяется аналогично с As'
* , B.15)
21

где Asq. с—изменение энтропии окружающей среды; As'p. *—из-
*—изменение энтропии рабочего вещества,
5
As;. в = * - s5 = — J Срие (dT/T) = — ср. Jn (Гб/Гв);
G
д^;. с = (k — k)/T0. с.
Общее изменение энтропии из-за наличия разности температур
в процессе теплообмена рабочего вещества и источников равно:
As = As' + As". Общее увеличение работы: 2 А/ = А/' + АГ.
Таким образом, работа цикла /—5—6—4 может быть записана
в следующем виде:
/д оэ пл. 1 - 5 — 6 - 4 со пл. а - с — «3 - b + £ А/ B.16)
или
/ц = Imin + 2А/.
Степень термодинамического совершенства определяется коэф-
коэффициентом обратимости rjoGp
Лобр = /щ1п//ц = 1т\п/0т\п ' Ь Е ^0» B-17)
т. е. с ростом необратимых потерь коэффициент обратимости падает,
что указывает на уменьшение энергетической эффективности цикла.
Определим эти потери в обратном цикле, связанные с наличием
внутренней необратимости—дросселированием рабочего вещества.
На рис. 2.3 показан обратный цикл в s—Т-диаграмме, в котором
расширение рабочего тела происходит по / ~ const (процесс 3—4) —
необратимо, сжатие (процесс 1—2) происходит по линии s ~ const —
обратимо. Теплообмен рабочего вещества и источников происходит
при бесконечно малой разности температур, т. е. также обратимо.
Работа цикла 1—2—3—4 эквивалентна площади 1—2—3—0—1.
Циклом-образцом . для цикла 1—2—3—4 будет цикл 1—2—5—4,
который внутренне и внешне обратим и его удельная холодопронзво-
дительность равна удельной холодонроизводителыюсти никла 1 —
2—3—4. Работа цикла 1—2—5—4 эквивалентна площади 1—2—5—4.
Разность этих площадей будет ни чем иным, как увеличением ра-
работы Д/^р из-за необратимости в процессе дросселирования 3—4.
Дополнительная работа определяется по выражению
А/;ср со пл. 1—2—3—0—1 — пЛ. 1—2—5—4 = пл. 4—5—3— 0.
B.18)
Рабочее вещество в точке 3 обладает запасом потенциальной энер-
энергии, эквивалентной пл. 0—3—6. В процессе дросселирования эта
энергия переходит в кинетическую энергию движущейся струи ра-
рабочего вещества. За дросселем кинетическая энергия превращается
при торможении рабочего вещества в теплоту трения и подводится
к самому рабочему веществу. Эта теплота эквивалентна пл. m—6—
4—п. Таким образом, в соответствии с законом сохранения энергии
22

пл. 0—3—6 = пл. m—6—4— п.
Тогда /ц со пл. 1—2—3—0—1 = пл. 1—2—5—4 + пл. 4—5—3—0=
= ил. / — 2 —5 —4 + пл. m—3—5—noo 1т]п +■ As^7V с = /mln -f /
й
п ^V с др
На рис. 2.4 показан цикл /—2—3—4 реальной холодильной
машины с адиабатным процессом сжатия. В этом цикле присут-
присутствуют все виды рассмотренных ранее необратимых потерь — не-
необратимые потери, связанные с теплообменом рабочего вещества
и источников, а также потери, связанные с дросселированием.
Tq.c
У
/ 6
1
\
\
\
5- \
n у
t \
пыг
Рис. 2.3. Обратный цикл с дроссе-
дросселированием в s — Т-диаграмме
A
Рис. 2.4. Необратимые потери дей-
действительного обратного цикла
Для того чтобы определить степень термодинамического совер-
совершенства цикла /—2—3—4 и найти коэффициент обратимости 1]Обр#
необходимо построить цикл-образец. Цикл-образец для рассматри-
рассматриваемого цикла строится следующим образом. Так как теплообмен
рабочего вещества и источников в цикле-образце должен идти при
бесконечно малых разностях температур, то цикл сверху и снизу
ограничивается этими двумя линиями, т. е. линией Г0#с и Тш„т
Точка а ставится на пересечении линий 3—4 и Гипт. Затем через
точку / проводится линия / = const до пересечения с 7ИНТ (точка Ь).
Таким образом, основанием цикла-образца является отрезок a—by
так как по построению ib — ia ~ il — /4» т- е- выполняется одно
из условий построения цикла-образца — равенство удельных хо-
лодопроизводителыюстей цикла-образца и цикла рассматриваемого.
Далее Ь— с — изоэнтропное сжатие, с—d — изотермическое сжа-
сжатие (оба процесса обратимы), d—e —отвод теплоты при бесконечно
малой разности температур (обратимо) и, наконец, е—a —расшире-
—расширение по линии s = const, также обратимо.
Таким образом, цикл Ь—с—d—e—a обратим как внутренне,
так и внешне и является циклом-образцом для цикла 1—2—3—4.
Работа цикла 1—2—3—4 соответствует пл. /—2-3—0—/, работа
цикла-образца — пл. Ь—с—d—e—a. Разность этих двух площадей
дает увеличение работы из-за наличия необратимостей в процессах
Цикла 1—2—3—4
Д/ со пл. /—2—3—0—/ — пл. Ь—с—d—е—а.
Коэффициент обратимости определится из соотношения
щ/'ц = "Л. Ь — с — 4 — е-.а/пл. / — 2 — 3 —<? — /. B.19)
23

§ 2.4. Обратимые обратные циклы
в условиях различных внешних источников
Рассмотрим некоторые общие положения, касающиеся обратимых
циклов для условий различных внешних источников.
Если температура источников не меняется в процессе теплооб-
теплообмена, то единственно возможным циклом, в котором будут соблю-
соблюдаться условия обратимости, будет цикл Карио 1—2—3—4 или
цикл 1—5—6—4 (рис. 2.5), в котором s6—54 = 55—5! (такой цикл
называют регенеративным). В этих циклах изотермические процессы
сообщения рабочему веществу теплоты и отнятия от него теплоты
будут удовлетворять условиям внешней обратимости, если темпе-
температура рабочего вещества в процессе теплообмена будет все время
бесконечно близка к постоянной
температуре источников (источии--
ку низкой температуры и окру-
окружающей среде).
Процессы сжатия и расшире-
расширения рабочего вещества в цикле
Карно идут пзоэнтрошю, т. е.
обратимо. В регенеративном цикле
увеличение энтропии рабочего ве-
вещества при сжатии равно умень-
уменьшению энтропии при расширении,
Рис. 2.5. Цикл Карно;и регенератив- т е суммарпое изменение эитро-
ныи цикл в s- Г-диаграмме пии в ^ ^ процессах ра£ю
нулю. Такой регенеративный цикл
является примером цикла, который в термодинамике называют
«обобщенный цикл Карно». Следует еще раз подчеркнуть, что при-
применение такого рода циклов-образцов возможно только в том слу-
случае, если внешние источники в процессе теплообмена сохраняют
постоянную температуру.
Значение холодильного коэффициента цикла Карпо или обоб-
обобщенного цикла Карно выражается через температуры источников
в = 7ч11НТ/(Г0.с-Гинт). B.20)
Влияние изменения температуры источников в цикле Карно на
холодильный коэффициент различно [23] и определяется из следу-
следующих соотношений:
3
/
/
2
/
1
ff Tac
/
Tuhj
следовательно,
де
11шт
I
Таким образом, изменение температуры окружающей среды
меньше влияет на холодильный коэффициент, чем изменение источ-
источников низкой температуры. Здесь имеется в виду, что температуры
24

источников принимают какое-то повое значение, а в процессе тепло-
теплообмена температура источников остается постоянной.
Часто на практике внешние источники меняют свою температуру
в процессе теплообмена, поэтому для выполнения условий внешней
обратимости температура рабочего вещества должна изменяться
так же, как изменяется температура внешних источников. В каждой
точке процесса при этом должно соблюдаться термическое равнове-
равновесие между рабочим веществом и внешними источниками. В этом слу-
случае цикл Кар но уже нельзя рассмат-
рассматривать в качестве образца, так как
это приведет к внешней необрати-
необратимости.
Изотермические участки, харак-
характерные для цикла Карно, должны
быть заменены внешне обратимыми
процессами, при которых температура
рабочего вещества в точности следует
изменениям температуры внешних
источников. Вполне обратимый об-
обратный цикл с переменными темпе-
температурами в процессах подвода и от-
отвода теплоты —цикл /—2—3—4
можно представить как совокупность элементарных циклов
(а—Ь—с—d)—рис. 2.6
Рис. 2.6. Цикл Лоренца bs-Г-
диаграмме
Карно
л _
с —
dq— dq0
Т1 —V
о.с ' ннт
B.22)
Холодильный коэффициент цикла 1—2—3—4
£ = ■
i
j dq~ ydq0
B.23)
Величины q0 и q можно выразить через средние эквивалентные
температуры Титт и Г0,ст.
т <ts = ГИНТ т (sx - sj; B.24)
mds = 710.cm(s2-s3). B.25)
Известно, что в диаграмме s—Т количество подведенной и отве-
отведенной теплоты ft и <7 эквивалентно площади m—4—1—п и т—5—
^' СлеДовательио, средние интегральные температуры Тптш
и 'o.c^i выражают высоты прямоугольников, равновеликих соот-
25

ветствешю площадям т—4—1—п и т—3—2—п о основанием,
равным sn —sm = Si —-s4 = s2 — s3.
На основании выражений B.23)—B.25) получим
e == ' инт т/\* о. с m ' hut m)» B.2t>)
Анализ циклов с помощью средних эквивалентных температур
был разработан В. С. Мартыновским [191.
Цикл 1—2—3—4 (рис. 2.6) называется циклом Лоренца. Любое
отступление от обратимого цикла 1—2—3—4 будет являться источ-
источником необратимых потерь, что в обратном цикле приведет к увели-
увеличению работы цикла. Рассмотрим некоторые характеристики цикла
Лоренца. При анализе будем предполагать, что теплоемкости в про-
процессе теплообмена постоянны. Введем обозначения c4-i —тепло-
—теплоемкость в процессе 4—1\ с\>_3—теплоемкость в процессе 2—3;
а = с^/с2_3; T = 7yri; т0 = Т4/Тн; %h = Ts/T2.
В связи с тем, что изменения энтропии в процессах 2—3 и 4—1
равны (рис. 2.6), т. е. As2_3 = сг_ъ In (T2/T3)
отсюда (^4-1^2-з) 'Л (^V7^) = In TJT97 т. е. а 1п т = In <thi тогда
тА = т«. B.27)
С учетом этого, соотношения холодильный и отопительный коэф-
коэффициенты цикла Лоренца можно выразить следующим образом:
(Г2 - Г3) - с4_1 (Т, -
B.28)
1
B.29)
В последних соотношениях в качестве исходных температур для
холодильного цикла приняты Т4, 7\ и 7\, а для теплового насоса —
температуры Г4, Т2, Т3, поэтому е выражено через т и х0, a \i — через
т0 и тА. Формулы B.28) и B.29) справедливы для любых обратимых
циклов Лоренца независимо от свойств рабочих веществ. Единствен-
Единственное ограничение состоит в постоянстве теплоемкости в процессах
подвода и отвода теплоты.
Сопоставим расходы энергии, которую нужно затрачивать для
охлаждения источников от Т2 до 7\ с помощью обратимого цикла
Лоренца и с помощью цикла Карно, в котором от охлаждаемого
источника теплота отводится при температуре, равной наинизшей
температуре цикла Лоренца. При этом будем считать, что передача
теплоты окружающей среде в обоих циклах происходит в изотерми-
изотермических процессах. Такой треугольный цикл Лоренца /—2—3—1,
26

а также цикл Карно 1—4 — 5 — 3—Л дающий такую же холодопро-
изводителыюсть, изображены в s—Г-диаграмме на рис. 2.7. Из
рисунка видно, что работа, затрачиваемая в цикле Лоренца при
такой же холодопроизводителыюсти, меньше, чем в цикле Карно
(пл. 1—2—3—1 < ил. 4—5—3—1)
где ед, гк — холодильные коэффициенты треугольного цикла и
цикла Карно, т = Тх1Тг. ч .
Очевидно, что при т -► 1 lim efe/eA = 1/2; при т = 0 lim е^/ед = 0.
Следовательно, при охлаждении тел в процессах с постоянной тепло-
1
3 « 2
л
^ У Тсс
/С4
ол
0,2
[
Рис. 2,7. Сопоставление «треугольно-
«треугольного» цикла Лоренца с циклом Карио
0,8 *?
Рис. 2,8. Сравнение холо-
холодильных коэффициентов
«треугольного» цикла Ло-
Лоренца и цикла Карно
емкостью эффективность цикла Лоренца не менее, чем вдвое пре-
превосходит эффективность цикла Карно.
На рис. 2.8 показана зависимость е*/£д = / (т), которая показы-
показывает, что применение треугольного цикла целесообразно при любых
значениях т, хотя наибольшее энергетическое преимущество дости-
достигается при малых значениях т [23]. Естественно, что экономия
энергии будет иметь место только при охлаждении, но не в случае
поддержания низкой температуры на постоянном уровне. В послед-
последнем случае эталонным циклом должен быть избран цикл с постоян-
постоянной температурой отвода теплоты от охлаждаемого объекта.
§ 2.5. Связь прямого и обратного циклов
Для совершения обратного цикла необходимо затратить работу,
полученную в прямом цикле, поэтому рассмотрение совместной
работы обратных циклов с тепловым двигателем представляет опре-
определенный интерес [30].
На рис. 2.9, а показаны обратный и прямой циклы, рабочим
веществом которых является одинаковое однокомпонентное рабочее
вещество. Прямой и обратный циклы осуществляют обратимые
циклы Карно при отсутствии потерь на передачу работы от прямого
цикла к обратному.
27

Работа цикла теплового двигателя
Атц = ^пр — LnK, B,31)
где Lnp, LnK—работа расширителя и компрессора прямого
цикла.
Термический КПД прямого цикла определяется из соотношения <
Лт = £пц/Ст B.32)
где Qn —теплота, затраченная в прямом цикле.
Холодильный коэффициент обратного цикла
е = Qo/L^ B,33)
В исследуемой системе вся работа прямого цикла используется
обратным циклом без потерь, следовательно, Lmi = Ln.
Используя уравнения B.32) и B.33), получим
r\rQn = Qo/^ B.34)
Общая термодинамическая
эффективность системы пря-
прямой — обратный циклы опре-
определяется тепловым коэффи-
цнептом С, представляющим
собой отношение теплоты Qo,
подведенной к рабочему ве-
веществу обратного цикла, к
Рис. .2.9. Система прямого и обратного цик- теплоте Оп, подведенной к
лов в s~ 7-диаграмме: а — одинаковые pa- Da604eMV BemecTBV поямого
бочие вещества; б — различные рабочие ве- Р почему ьещилву прямого
щесиза ЦИКЛ а.,
С = (?q/Qh. B.35)
Величина теплового коэффициента является важной характери-
характеристикой системы, определяющей в значительной степени затраты
топлива.
Используя выражения B.34) и B.35), получим
С = Лт*> B.36)
т. е. тепловой коэффициент системы прямой—обратный циклы вы-
выражается произведением термического коэффициента полезного дей-
действия прямого цикла т]т на холодильный коэффициент обратного
цикла е. Тепловой коэффициент системы двух циклов можно выра-
выразить через температуры
f- /ивт — 7^0. с Лятт /о Q7\
1 ИНТ J О. С ' ИНТ
гД.е 7\*ьт — температура источника высокой температуры.
Из выражения B.37) следует важный вывод: тепловой коэффи-
коэффициент теплового двигателя и холодильной машины, работающих
по обратимым циклам Карно, зависит только от температур источ-
источников теплоты Тивт, TOi с, Т1ШТ и не зависит от свойства рабочих
веществ этих циклов. Массовый расход рабочего вещества, циркули-
циркулирующего в прямом цикле Gn, приходящегося на 1 кг массового
28

расхода рабочего вещества обратного цикла Ga, посит название
кратности циркуляции и определяется отношением а = GJGa или
а/п.ц = /ц. " B.38)
Выражение B.35) может быть преобразовано с использованием
уравнения B.38) к следующему виду:
С = to/fan*). B.39)
На рис. 2.9, б показаны циклы Карло теплового двигателя и
холодильной машины, в которых рабочие вещества прямого и об-
обратного циклов различны. Зависимости, полученные для циклов
с одинаковыми рабочими веществами, сохранятся и для циклов
Кар по с различными рабочими веществами.
При изучении холодильного цикла холодильный коэффициент
является одним из важнейших критериев, однако полная эффек-
эффективность процесса получения искусственного холода зависит не
только от эффективности обратного цикла, по и от эффективности
связанного с ним прямого цикла. Эту важнейшую особенность по-
показывает выражение для теплового коэффициента. Действительный
тепловой коэффициент £д отличается от теплового коэффициента
обратимых циклов £ величиной потерь прямого цикла т]A, обратного
цикла ))х и величиной потерь при передаче работы от прямого к об-
обратному циклу 1)м. С учетом всех потерь формула для действитель-
действительного теплового коэффициента будет иметь вид
Отличие действительного теплового коэффициента от теорети-
теоретического может быть неодинаковым для различных типов холодиль-
холодильных машин и условий их работы. Критерием термодинамического
совершенства действительных циклов является отношение
г\ = 1Л- B.41)
Величина л показывает степень приближения действительных
процессов системы к обратимым, поэтому изучение потерь действи-
действительных процессов с целью возможного уменьшения их составляет
одну из важнейших задач теории холодильных машин.
§ 2.6. Эксергетический анализ обратных циклов
В настоящее время для анализа как обратных, так и прямых
циклов весьма часто используется эксергетическнй метод [4]. Он
применяется для решения двух основных задач. Первая — установ-
установление максимальных термодинамических возможностей и вычисле-
вычисление потерь эксергии (работоспособности) в результате необратимости
процессов и циклов; вторая — обоснование рекомендаций по их.
совершенствованию.
Эксергия термодинамической системы в данном состоянии опре-
определяется количеством энергии, которое может быть получено внеш-
внешним приемником энергии от системы при ее обратимом переходе
29

из данного состояния в состояние полного равновесия с окружающей
средой. Очевидно, что и в состоянии полного равновесия с окру-
окружающей средой система (рабочее вещество) обладает некоторой
энергией, однако эту энергию использовать нельзя. Такую энергию
условились называть анергией.
При эксергетическом анализе обратных циклов следует иметь
в виду, что весь цикл или часть его процессов располагается в обла-
области температур ниже окружающей среды. В этом случае среда при-
приобретает некоторую работоспособность по отношению к рабочему
веществу, по следует помнить, что
эта работоспособность получена зд
, счет затраты работы прямого цикла*.
** * Эксергия теплоты Eq определяется
*»Ес по уравнению [19]
*»El Eq = Q(T-T0.c)(T (при Т = const)
B.42)
Рис. 2.J0. Потоки эксергии в эле- или в более общем виде Ео =
менте установки с Q
= J 6Q(T - 7в.с)/7\ где Q - теп-
ловоГ! поток; Т — температура тела, у которого эта теплота отнимает-
отнимается (или того, к которому теплота подводится).
Удельная эксергия потока вещества
где /, s — соответственно энтальпия и энтропия вещества в рас-
рассматриваемом состоянии; /0» s0 — соответственно энтальпия и энтро-
энтропия вещества в состоянии термодинамического равновесия с окру-
окружающей средой.
Если масса рабочего вещества, участвующего в процессе, равна G,
то его полная эксергия EG равна Ge. По определению е равна работе,
которая может быть получена в потоке при обратимом переходе
1 кг вещества из данного состояния в состояние термодинамического
равновесия с окружающей средой: Эксергия механической энергии
EL равна, очевидно, самой механической энергии. Если через EQy
EG, El обозначить введенную в систему эксергию, а через Eq, £g,
E'L — эксергию, полученную в результате совершения системой
процесса, то на основе второго закона термодинамики можно утверж-
утверждать, что
EQ + Eg + EL^E'Q + Eh + El B.44)
В этом соотношении знак равенства соответствует обратимым про-
процессам в системе, знак неравенства — необратимым. С помощью
соотношения B.44) определяются максимально возможные показа-
показатели циклов, установок при обратимых процессах в них. Таким
образом, хотя в любой части машины подводимая и отводимая энер-
энергия равны, отводимая эксергия всегда меньше подводимой. Эта
потеря эксергии обусловлена внешней и внутренней необратимостью
действительных термодинамических процессов. В общем случае зна-
30

чепие этой потери П == %Е — ^Е* может быть определено
так:
tfi = Te.c£Asb B.45)
где 2^si ~ суммарное изменение энтропии всех тел, участвовав-
участвовавших в процессе.
Для каждого узла установки рассчитывается коэффициент термо-
термодинамических потерь
Qt*=nt/Ent B.46)
а для всей установки — степень термодинамического совершенства
(эксергетический КПД)
Л, = (*„ - S Лд/Еп = 1 - Е Q,, B.47)
где Еп — эксергия, вводимая в установку.
В эксергетическом методе анализа определенную часть машины,
установки отделяют (рис. 2.10) условными граничными сечениями
п и k и определяют потоки эксергий Eik и Ein через эти сечения,
затем рассчитывают эксергетический КПД данного элемента
r\ei = Eih/Ein> x B.48)
потери зксергии в нем
Пг = Ein - £«■« A - пО £щ B.49)
и эксергетический КПД рассматриваемой части установки
Я = Ек1Еп. B.50)
Уравнения B.45) и B.49) тождественны, однако эксергетический
метод обладает более широкими возможностями анализа разнооб-
разнообразных установок. Очевидно, что г[е = г)обр.

Глава 3
РАБОЧИЕ ВЕЩЕСТВА ХОЛОДИЛЬНЫХ
МАШИН
Процессы отвода теплоты от источника низкой температуры,
а также подвода теплоты к источнику высокой температуры или
к окружающей среде связаны с явлением теплообмена. Эти процессы
протекают с участием по менее двух тел, одно из которых — охлаж-
охлаждающее (или нагревающее) — принято называть рабочим веществом
или холодильным агентом.
Искусственное охлаждение связано с осуществлением термоди-
термодинамических циклов холодильных машин, которые основаны главным
образом на фазовых превращениях рабочих веществ. Непрерывный
отвод теплоты от охлаждаемого источника возможен при бесконечно
большом запасе рабочего вещества или при конечном количестве
его, если после совершения холодильного эффекта вернуть рабочее
вещество в первоначальное состояние.
Применяемые в холодильных машинах рабочие вещества харак-
характеризуются диапазоном нормальных температур кипения от 100 до
— 160 СС Наиболее доступными рабочими веществами являются воз-
воздух и вода. Применение воды ограничено температурами кипения
выше 0 СС. При этом из-за высокой нормальной температуры кипения
рабочие давления-водяного пара низки (/0 =-- 2е, р0 ■-= 0,796 кПа),
- поэтому вода используется только в пароэжекторных и бромисто-
литиевых абсорбционных холодильных машинах, главным образом
в установках кондиционирования воздуха. Применение воздуха так-
также ограничено его малой теплоемкостью | около 1,0 кДж/(кг- К)|. Вслед-
Вследствие этого в машинах большой холодоироизводителыюсти требуется
сжимать в компрессоре очень большие количества воздуха. Воздух
используется как рабочее вещество в газовых (воздушных) холодиль-
холодильных машинах сравнительно небольшой хододопроизводительности.
В настоящее время используют около 30—40 рабочих веществ,
из которых практическое применение, кроме воды и воздуха, полу-
получили аммиак и различные фторхлорбромпроизводные метана и этана
(в основном), а также пропана и бутана. Производные углеводородов
в пашей стране получили название хладонов пли фрсоков (зарубеж-
(зарубежное название). Возможность получения многочисленного ряда хла-
допов из насыщенных углеводородов определяется зависимостью
п + х + у + z = 2т + 2,
вытекающей из химической формулы вещества
32

Для удобства установлены сокращенные обозначения хладонов.
Соединения без атомов водорода записывают
для производных метана цифрой 1, к которой прибавляют цифру,
определяющую число атомов фтора. Например CF2CJ2—R12, CF3C1—•
R13. Для производных этана, пропана и бутана перед цифрой, опре-
определяющей число атомов фтора, ставится соответственно И, 21, 31.
Например, C2F3CI3—R113, C3FOC12-R216 и т. п. П р и и а л и ч и и
атомов водорода у производных метана к первой цифре,
а у этана, пропана и бутана — ко второй прибавляют число, равное
числу незамещенных атомов водорода. Так, например, CHFC12
обозначается R21, C2H3F3—R143.
Принятая система обозначений условно может быть распро-
распространена и на соединения, не содержащие атомов фтора. Например,
CC14--R1O, CHoClo—R30 и т. п. При замене атомов фтора атомами
брома в обозначение хладона вводится буква В. Например, CF3Br—
R13B1, CFL,Br.2—R12B2 и т. п. Ненасыщенные углеводороды и их
производные сокращенных обозначений не имеют.
Возможность применения рабочих веществ в холодильных ма-
машинах различного назначения и условий осуществления термоди-
термодинамических циклов определяется их свойствами. К таким свойствам
относятся: ядовитость, запах, взрывоопасность, воспламеняемость,
температура затвердевания, взаимодействие с металлами и маслами
и их термодинамические свойства.
§ 3.1. Термодинамические свойства рабочих веществ
холодильных машин
Рабочие вещества классифицируют по давлениям р и нормаль-
нормальным температурам кипения I, (при р — 0,981-10* Па).
По давлениям рабочие вещества условно делят на три
группы: высокого, среднего и низкого давления. К первой группе
относят вещества, у которых давление конденсации при / — 30 °С
составляет от 7 до 2 МПа, ко второй группе — вещества, у которых
давление — от 2 до 0,3 МПа, к третьей — ниже 0,3 МПа. ll о нор-
нормальным температурам кипения вещества также
делят на три группы. К первой группе относятся вещества с ta<z
< — 60 СС, ко второй с ts =-- —60-5—10 еС к третьей—с
(а >—10°С.
Классификации по давлениям и температурам взаимосвязаны.
Низкотемпературные вещества (/s << —60 СС) относят к группе ве-
веществ высокого давления и, наоборот, вещества низкого давления
относят к группе высокотемпературных веществ.
Классификация рабочих веществ предопределяет их выбор в со-
соответствии с температурным режимом работы холодильных машин,
среди которых различают: высокотемпературные (to>—\O°C —
тепловые насосы, машины для кондиционирования воздуха, в основ-
основном одноступенчатые); среднетемперлтурные (t0 = —10-*—30 °С,
в основном одноступенчатые); низкотемпературные одноступенчатые
2 П/р И. Л. Сакуна 33

(t9 = —30 ^-—55 °C), двухступенчатые (/0 до — 70 °C) и каскадные
(f, до —110°C).
Термодинамические характеристики наиболее распространенных
рабочих веществ приведены в табл. 3.1. Термодинамические пара-
параметры состояния рабочих веществ связаны между собой уравнением
состояния
vy Г)-0. C.1)
Уравнение состояния Клапейрона pv = RTy как известно, спра-
справедливо только для идеальных (совершенных) газов. В холодильной
«2 <& <№ по 0*8 1,0 2 J 4 6 7 8910 20 25 30
Рис. 3.1. Зависимость коэффициента сжимаемости г от приведенного давления я
технике его применение ограничено узким кругом задач. Для реаль-
реальных газов и паров уравнение состояния может быть представлено
в таком виде
р - RzTp, C.2)
где z — коэффициент сжимаемости; он зависит от безразмерных па-
параметров я = р/ркр; х = 77Гкр (рЩ)у TKV — критические давление
и температура), т. е. z = / (л, т).
При наличии термодинамического подобия нескольких рабочих
веществ значения z при одинаковых я и т будут одинаковыми для
всей этой группы [50], Однако строгого критерия термодинамиче-
термодинамического подобия для реальных веществ пока не установлено. Считается
возможным использование критерия подобия г1ф = ЛпАр^ЯТи,.).
Для большинства хладонов и некоторых других холодильных аген-
агентов г„р = 0,26-^-0,28 [2], что позволяет для этой группы веществ
получить однозначную зависимость z = / (л, f).
На рис. 3.1 приведена зависимость коэффициента сжимаемости от
безразмерного параметра я == р//?„р при различных т = Т/Тир
для рабочих веществ, у которых гкр = 0,27. Из рисунка следует, чг©
34

Ч
S ж *
о к
к по
ft*.
s o.
2 О
ж-9-
X
S S
s s
о
о
о
Ч
о
ю
о
о
о
о
о
ю
о
о
о о о о о о о
М О) ^ N СО СО СЧ
л со о t со ci ^
—• CJ *-• ^- *-* СЧ -^
о о^ ол
О О СО
SP? 2" fe
о со сч аэ
N S W 00
СО - (N СО
8 8
О) СО С^ С4 ■^Э
№ *—• ч9« СУ) ОТ) ^^
§ 8S
О О
О 1^
30 00
Ю СО
.21
ю
,63
R* в $* g*
00 00 CO CO CO OJ Ю
CN I 4^. , ,
S3 S! S 8 S? ? S
- р о о
CD 00
S 00 О) ^ О> СО О
ЬО ^ СО 49» Tf СО СО
I Г I I I I I
^ —. 1^. CD 4* о О
O> CT> ч9* ^ О —* CO
S" 5 S S S 5 8 '
« -S1 П ^i? ^? U
о Ц a ч ч <C u:
& S вГ ^ в* £ J
u и и и и ,j
м t~ г \
п Х-
^ 00
CQ СО rt <N ГГ
^ м N ^ ^ q. CO
— <N — -^ —' — U
Of D^ Of Of Ctf Of Of
PQ tf^ со
CO Cl •—i ^
к « a S
erf
О
35

ОС
ч
ю
со
fr-
free
о
к
с
с
с
и
о£
Сс?
is*
о х
(СЯС .г
о ft C^s.
1 is
g* a
к со
u
ec O.R
C.= «
£*,
R
в) —
* s
S O.
s о
к
v g
Рабо
вещее
1
о
Ё
о
s
а
о
■ ^
1
1
в
is
-.^
(N ^"
in * ~
502
i
1
о
о
г^
^•*
со
S
о
1
1
00
55 +
504
о
*Я
~*
СО
**"
о
8
со
ES
СО^
о
я
со"
1
I
717
ОН
1
7959
О
О)
8
оо
со
ю
г^
оо
-81,59
9
104
и
ь"
со
1,220
9448
о
со
Ю
со
Т
-128,02
1
S
8
вГ
о
ее
1
1876 .
СМ
00
о
со
-82,14
о
о
U
я
1,250
7651
(N
О
S
^*
8
-88,53
£
о"
170
1
,9637
in
СО
о
g
-103,74
1
8
00
(N
U
II
гп
U
115С
ос
1
1
о
о
к
со
со
^*
g
-87,84
ю
(N
So
is
503
1,30
8854
со
со
ш
со
со
со
—78,5 s
о
8"
744
1,33
,6151
59,72
а
100,0
CD
о
00
о
ода
CQ
8
00
fS
СО
5
т
ю
СГ5
1
т
ю
00
(N
X
1
со
£
p.
О
36

при я < 6 и л < 2 коэффициент сжимаемости г <• 1. Это означает,
что в области, в которой решается большинство практических задач,
относящихся к умеренному холоду, реальные пары и газы обладают
большей сжимаемостью, чем идеальные газы. При л >>8-^9 коэффи-
коэффициент сжимаемости z > 1 для всех паров и газов.
Для реальных газов и паров получили применение уравнения
состояния многих авторов, видных ученых, например уравнение
Битти—Бриджмена, М. П. Вукаловича и И. И. Новикова, Н. Н. Бо-
Боголюбова—Дж. Майера, А. В. Клецкого и др. [2]. Уравнения со-
состояния реальных рабочих веществ довольно громоздки, что за-
затрудняло их использование при ручном счете. Применение ЭВМ
позволяет определять расчетным путем термические и калорические
параметры веществ при расчете циклов и рабочих процессов холо-
холодильных машин. Широкое распространение получило вириальпое
уравнение Боголюбова—Майера
гр<, C.3)
1=1
где Вг — вириальпые коэффициенты, зависящие только от темпе-
температуры. Они имеют физический смысл — характеризуют взаимодей-
взаимодействие пары, троек и т. д. до I — т молекул. С увеличением числа
взаимодействующих молекул падает относительный вклад вириаль-
пых коэффициентов в уравнение состояния C.3). Чем меньшее значе-
значение имеет плотность р рабочего вещества, тем меньшее число членов
следует учитывать. Число вириальных коэффициентов т обычно вы-
выбирают минимальным. Тогда z = 1 + 2j?Li Вф(у а каждый из ви-
вириальных коэффициентов Bt = £"£0 (^,/т') и уравнение Боголю-
Боголюбова—Майера примет вид
'=1 /=0
где bif — коэффициенты разложения. Входящие в уравнения коэф-
коэффициенты зависят от свойств рабочих веществ и определяются по
экспериментальным данным 12].
Уравнения состояния реальных рабочих веществ имеют большое
практическое значение. Зная такое уравнение, а также функцио-
функциональную зависимость для теплоемкости ср или cv% можно по извест-
известным в термодинамике формулам определить все термодинамические
функции рабочего вещества. Термодинамические свойства рабочих
веществ влияют главным образом на эффективность термодинамиче-
термодинамических циклов, на показатели и характеристики холодильных машин и
компрессоров. Рассмотрим влияние термодинамических свойств
рабочих веществ (г, с'х> сх и ср) на необратимые потери работы при
дросселировании и отводе теплоты перегрева при сжатии
пара на примере теоретического цикла холодильной машины
(рис. 3.5).

При постоянных температурах внешних источников 71ШТ и 70. с,
бесконечно малой разности температур в процессах теплообмена
между рабочим веществом и источниками, а также при обратимых
процессах сжатия A—2' и 2'—Ь) цикл 1—2*—Ь—3—4—1 имеет
только один необратимый процесс дросселирования C—4). Холодо-
производительность цикла q0 = /,—ц в s— 7-диаграмме эквивалентна
площади под процессом 4—] (пл. d—4—l—c). Ее можно представить
как разность площадей (пл. а—0—1—с) — (пл. а—O—4—d) =
= пл. d—4—1—с\ пл. а—0—1—с соответствует теплоте парообра-
парообразования г0 при температуре кипения 70, а пл. а—0—4—d — коли-
количеству теплоты q =/4—h- Учитывая, что в дроссельном процессе
3—4 U~ifr получим q =
Ti к = h—''о- В изобарном
процессе 0—3 количество
подведенной теплоты рав-
равно с'х G — 70) и, таким
образом, qf == сх G— 70).
Следовательно, q0 = г0 —
— с'х (Т — 70). Количество
теплоты, отведенной от ра-
рабочего вещества в процессе
/—3, q = T bs2>-3. Из-
Изменение энтропии в про-
процессе 2' —3 &S2--3 =
Рис. Э.2. Теоретический цикл холодильной ма-
машины
Так как As/_ о — г0 /То
и As3-a == Сх In (Т/То), по-
получим
q=iro/To-c'xln(T/T0)\T.
Холодильный коэффициент цикла 1—2'—b—3—4—1
Я - Яо
Т [
- с'х In (Г/То)\ - | г0 - сх (Г ~ Го)] •
Разделив почленно числитель и знаменатель на г0, получим
l- IJ - (^Ло) (т - то)) # C'5)
Из уравнения следует, что наибольшего значения в достигает
при г0 -> оо и ci -> 0.
В цикле 7—2—3—4—1 помимо необратимых потерь при дррссе-
лировании имеют место необратимые потери, связанные с перегре-
перегреванием пара при сжатии (в процессе 2'—2). Работа цикла по сравне-
сравнению с циклом 1—2'—b—3—4—1 (при одинаковых холодопроизво-
дитсльностях) возрастает на величину Д/, эквивалентную площади
2'—2—Ъ—2'. Пренебрегая нелинейностью линии 2—b
А/^ 0,5 GГ-7)
38

Из термодинамики известно, что ds = с (dT/T), где с — теплоем-
теплоемкость процесса. Интегрируя это уравнение при ср = const в пре-
пределах от Т до Тг и при Сх = const в пределах от Ть до Г, получим
,-t = cp In Gг/7) = сх In (Г/Го).
Отсюда
Гг = Т (Т/П)с*/ср; А/ = 0,5^7 \{TlTb)c*ic* — 1 ] In (Г/Г*).
Холодильный коэффициент цикла 1—2—3—4—1
Разделив почленно числитель и знаменатель на г0, получим
~ т\ут0 - (^/го) ш (Г/г0) j - [ 1 - (с;/го) (г - г0)] +;
+ <0,5^/г0) Г ((ТГГ$*1с> - \\ Ш (Г/Го)
Из уравнения C.6) следует, что наибольшего значения е дости-
достигает при максимальных значениях теплоты парообразования (г0 ->«>)
и изобарной теплоемкости перегретого пара (ср -*- с») и минимальных
значениях теплоемкостей насыщенной жидкости (сх -+ 0) и насы-
насыщенного пара (Сх -*- 0).
Выполненный анализ позволяет сделать вывод, что при заданных
постоянных температурах внешних источников рабочее вещество
надо выбирать с такими свойствами, чтобы цикл осуществлялся
при температурах вдали от критической (Т/Ткр = 0,5-^-0,85).
Степень обратимости термодинамических циклов, характеризу-
характеризующая термодинамическое совершенство рабочего вещества, при
условии постоянства температур источников подвода и отвода теп-
теплоты определяется как отношение холодильного коэффициента цикла
к холодильному коэффициенту цикла Карно.
Степень термодинамического совершенства зависит от внутрен-
внутренних необратимых потерь в цикле, определяемых коэффициентами,
учитывающими потери от дросселирования т]д и перегревания пара
при сжатии т]п. Для теоретического холодильного цикла при по-
постоянных температурах источников
?1 = ПдЛп. C.7)
Эта зависимость важна для анализа и выбора рабочих веществ
в соответствии с совершаемыми ими циклами. Если принять, что
Л = const для данной группы веществ, то величины т)д и Ли обратно
пропорциональны, т. е. для веществ, у которых велики дроссель-
дроссельные потери, малы потери от перегревания пара и наоборот.
Дроссельные потери связаны с такими термодинамическими свой-
свойствами рабочих веществ, как теплоемкость насыщенной жидкости сх
и теплота парообразования г0, а следовательно, и потери от перегре-
39

вапия зависят от этих же параметров. Кроме того, величина г)п
зависит от теплоемкости насыщенного и перегретого пара при по-
постоянном давлении сх и ср. Рабочие вещества, имеющие большую
теплоту парообразования г0, обладают малой теплоемкостью насы-
насыщенной жидкости Сх (крутой подъем левой пограничной кривой ди-
диаграммы s — Т) и поэтому дроссельные потери цикла здесь будут
минимальными, а значение т)д большим. При осуществлении цикла
в области, лежащей ближе к критической температуре, необрати-
необратимость дросселирования увеличивается, так как г0 ->0, а с'х -> оо,
поэтому применение рабочих веществ высокого давления, имеющих
низкую критическую температуру для получения умеренно низких
температур кипения, нецелесообразно.
Как было отмечено выше, величина теплоемкости насыщенного
и перегретого пара с"х и ср влияет (кроме г0 и с'х) па потери от пере-
перегревания пара при сжатии. Это связано с тем, что при малом значе-
значении ср наклон изобар в области перегретого пара крутой и, следо-
следовательно, температура в конце процесса сжатия повышается, а соот-
соответственно уменьшается г\п (например, у аммиака). Выражение C.7)
показывает, что характер потерь термодинамического цикла зависит
от свойств рабочих веществ и для различных холодильных агентов
неодинаков. В зависимости от характера потерь каждого рабочего
вещества цикл холодильной машины должен состоять из различных
процессов. Для веществ, у которых большие значения г|п и малые г)д,
необходимо включать процессы, уменьшающие потери от дроссели-
дросселирования и, наоборот, для веществ, имеющих малые значения г\п —
процессы, сокращающие потери от перегревания пара при сжатии.
§ 3,2 Свойства рабочих веществ холодильных
машин
Теплофизические свойства. К ним относятся вязкость, тепло-
теплопроводность, поверхностное натяжение, температуропроводность,
плотность, теплота парообразования и др. Эти свойства влияют глав-
главным образом на интенсивность процессов теплообмена в аппаратах
холодильных машин, что, в свою очередь, сказывается па общей
энергетической эффективности холодильной машины и ее конструк-
конструктивных особенностях.
Интенсивность теплообмена в испарителях холодильных машин
повышается, если рабочее вещество имеет большие значения тепло-
теплопроводности и температуропроводности насыщенной жидкости, плот-
плотности насыщенных пара и жидкости и наименьшие поверхностное
натяжение и вязкость жидкости. Для интенсивного теплообмена
в конденсаторе рабочее вещество должно иметь высокие теплопро-
теплопроводность, плотность жидкости и теплоту парообразования и низкую
динамическую вязкость. Интенсивность теплоотдачи в теплообмен-
теплообменниках возрастает с увеличением теплопроводности, теплоемкости
и плотности и уменьшением вязкости рабочего вещества.
40

В качестве общей характеристики свойств рабочих веществ
для теплообмена при кипении и конденсации могут быть выбраны
критические параметры рабочих тел и их молекулярная масса. Теп-
Теплоотдача при кипении и конденсации возрастает при прочих равных
условиях по мере уменьшения Т1ф и молекулярной массы и умень-
уменьшается с ростом /?1ф при кипении и с понижением ркр при конден-
конденсации.
Химические и физико-химические свойства. Химическая ста-
стабильность рабочих веществ характеризуется температурой разло-
разложения, воспламеняемостью и взрывоопасностыо. Температуры раз-
разложения рабочих веществ, применяемых в холодильной технике,
значительно выше температур термодинамических рабочих циклов.
При использовании в качестве рабочего вещества хладонов с приме-
применением регенеративного теплообмена температура конца сжатия не
превышает 70—100 СС, а у аммиака — 150 СС.
Термическая стабильность рабочих веществ различна. Разложе-
Разложение хладонов связано с образованием хлористого и фтористого водо-
водорода и фосгена. При температурах 150—170 °С частично разлага-
разлагаются такие рабочие вещества, как R12, R22, R502, R13; при более
низких температурах интенсивнее разлагаются вещества Rll, R21
и др. Наименее устойчивы к влиянию высоких температур бромиро-
ванные углеводороды. Термическая стабильность рабочих веществ
в присутствии масел снижается. Минеральные масла более сильно
влияют на ухудшение термической стабильности, чем синтетические,
применяемые в холодильной технике. Разложение рабочих веществ
оказывает вредное влияние на надежность компрессоров, продол-
продолжительность использования в них масла без замены.
Рабочие вещества обладают различной степенью воспламеня-
воспламеняемости и взрывоопасности. Аммиак в соединении с воздухом при
концентрациях 16—26,8 % взрывоопасен и воспламеняем. Наи-
Наибольшей взрывоопасностыо отличаются этан, этилен, пропан и бутан.
Она снижается у хлалонов но мере уменьшения числа атомов водорода
и увеличения атомов фтора и хлора. Не воспламеняются и не взрыво-
взрывоопасны углекислота, шестифтористая сера, галогенизированные хлг-
доиы, фторуглероды, R22 и R23.
Взаимодействие с водой и примесями. Чистота рабочих веществ,
связанная с присутствием в них воды, неконденсирующихся газов
и других примесей, имеет важное значение при эксплуатации хо-
холодильных машин. Существуют предельные нормы содержания влаги
и других примесей в рабочих веществах, установленные ГОСТом.
Примеси в рабочем веществе влияют на его термодинамические свой-
свойства, особенно при низких давлениях, повышая температуру и дав-
давление кипения. Присутствие в холодильном агенте перастворенной
..влаги вызывает опасность образования льда в дроссельных органах
холодильной машины. Эта опасность уменьшается с увеличением
растворимости воды в рабочем веществе. Наименьшая растворимость
наблюдается у R12 и некоторых других хладонов.
Содержание растворимой в рабочем веществе зоды по-разному
воздействует па металлы, вызывая коррозию. Чистые углеводороды
41

(этан, пропан, изобутан) не реагируют с водой. Галогенизированные
углеводороды образуют с водой галогенные кислоты. Так, например,
хлорированные углеводороды под действием теплоты и света, а так-
также под влиянием металлов, действующих каталитически, образуют
с водой соляную кислоту. Соединения углерода и фтора более
стойки, поэтому труднее образуют кислоты.
Растворимость воды уменьшается с увеличением числа атомов
фтора (R115, RC318). В присутствии влаги или при повышенных
температурах металлы по-разному влияют на гидролиз и термическое
разложение хладонов. Аммиак не взаимодействует со сталью, од-
однако вызывает коррозию меди и ее сплавов, особенно при наличии
влаги.
Взаимодействие со смазочными маслами. Смазочные масла, при-
применяемые в холодильных машинах, должны удовлетворять опреде-
определенным требованиям к вязкости, маслянистости, стабильности при
различных температурах и давлениях. Большое значение имеют
свойства растворов масел и рабочих веществ.
Основные требования, предъявляемые к маслам, применяемым
в холодильной технике для смазывания, заключаются в следующем:
1) при низких температурах они должны обладать достаточной те-
текучестью; 2) не должно выпадать тугоплавких частиц парафина;
3) при высоких температурах не должно происходить коксования
и образования асфальтоп и смол.
Рабочие вещества по-разному реагируют с маслами. Аммиак
яе растворяет масло и поэтому в аммиачных холодильных машинах
отделение масла после компрессора в маслоотделителях сводит
к минимуму возможность попадания его в теплообменные аппараты.
Для хладонов, растворяющих масло, его влияние сказывается как
яа термодинамических и теплофизических свойствах, так и на усло-
условиях теплообмена и гидравлических сопротивлениях.
При конденсации теплоотдача хладономасляного раствора из-за
увеличения вязкости и уменьшения теплопроводности пленки ока-
оказывается меньшей, чем прп конденсации чистого рабочего вещества.
При кипении в зависимости от условий течения, температуры на-
насыщения, концентрации масла и вида хладона масло ухудшает тепло-
теплоотдачу.
По степени взаимной растворимости с минеральными маслами
рабочие вещества могут быть разделены на три группы: с ограничен-
ограниченной растворимостью; с неограниченной растворимостью; промежу-
промежуточные — с ограниченной растворимостью в определенном интервале
температур. Вещества первой группы в состоянии насыще-
насыщения растворяются в масле в небольшом"количестве. При увеличении
количества масла смесь разделяется на два слоя — масло и холо-
холодильный агент. При большой плотности рабочего вещества слой ма-
масла всплывает, при малой — осаждается. Вещества второй
группы в переохлажденном состоянии G маслом взаимно раство-
растворяются в неограниченных количествах. В состоянии насыщения
количество рабочего вещества, растворяющегося в масле, зависит
от температуры раствора и давления пара над ним: с повышением
42

давления и снижением температуры концентрация хладона в масле
возрастает. При постоянном давлении понижение температуры вы-
вызывает поглощение, а повышение — возгонку хладона. Вещества
третьей группы при высоких температурах растворяются
в масле неограниченно. Ниже некоторой критической температуры
растворения раствор разделяется на два слоя. Необходимо выбирать
масло с возможно более низкой критической температурой раство-
растворения: R22 имеет критическую температуру растворения /г. ир =
= 24 СС, поэтому он неограниченно растворяется в масле при вы-
высоких температурах (в конденсаторе), а при низких температурах
(в испарителе) будет расслаиваться; R12 имеет /р, 1ф —.—45 СС,
поэтому при температурах процессов машины выше этого значения
обладает неограниченной растворимостью.
С повышением растворимости жидкого рабочего вещества повы-
повышается и растворимость паров в масле. Концентрация масла в паре
незначительна, однако парциальное давление пара в результате его
растворимости имеет более низкое значение, чем чистое вещество,
а поэтому температура кипения жидкости, растворенной в масле
при том же давлении, будет выше, чем чистого вещества.
Аммиак и шестифтористая сера (SF6) растворяются в минераль-
минеральном масле незначительно, а углекислота не растворяется вообще.
Растворимость хладонов с возрастанием в соединении атомов фтора
уменьшается. Практически не растворяются в минеральных маслах
вещества R13, R14, R115, R22, R114 и азеотронная смесь из R152
и R12 растворяется частично (они имеют зону несмесимости); R11,
R12, R21, R113 растворяются неограниченно. Малой растворимостью
обладают фторированные углеводороды C3F81 C4FI0 и пр.
У рабочих веществ второй группы при использовании тяжелых
масел и при низких температурах обнаруживается зона несмеси-
несмесимости. Вещества третьей группы (R22) переходят во вторую при
использовании легких или синтетических масел. В том случае,
когда рабочее вещество не растворяется в масле, — отсутствует
пена при кипении (в испарителе); в затопленных испарителях масло
хорошо отделяется; концентрация растворенного масла не влияет
на температуру кипения; более устойчиво работают поплавковые
вентили, так как уровень жидкости поддерживается постоянным.
Растворимость рабочего вещества в масле способствует тому,
что слой масла почти полностью смывается с теплопередающпх
поверхностей, а в испарителях незатопленных систем он уносится
вместе с жидкостью; снижается температура затвердевания рабочего
вещества. Растворимость рабочих веществ в масле зависит от тем-
температуры и для некоторых веществ показана на рис. 3.3. При рас-
расчете циклов холодильных машин она обычно не учитывается, хотя
ее следует учитывать, так как уменьшение массовой холодопроиз-
волительности лгаслохладонового раствора по сравнению с чистым
веществом может достигать значительных величин.
Использование рабочих веществ, хорошо растворяющихся в мас-
маслах (R,12), приводит к необходимости установки регенеративных
тегалообмеиников. В теплообменнике происходит не только перегрев
43

20
чистого пара, а главным образом доиспарение рабочего вещества
из раствора при повышающейся температуре пара. Возможная сте-
степень регенерации зависит от концентрации масла в веществе перед
регулирующим вентилем.
' "Взаимодействие с конструкционными материалами. Материалы,
применяемые для изготовления холодильных машин, должны быть
инертны как к рабочим веществам, так и к их смесям со смазочными
маслами. По отношению к хладонам они должны иметь высокую
плотность во избежание утечек через поры. Фторхлорпроизводные
углеводородов являются хорошими растворителями многих органи-
органических соединений и веществ, поэтому вызывают набухание уплот-
уплотняющих прокладок, диффузию рабо-
рабочего вещества и его потери. Для про-
прокладок должны применяться паронит,
фторопласт, специальная (нефрито-
(нефритовая) резина, а в качестве вяжущих
веществ и изоляционных лаков —
поливинил ацетаты и полиамиды.
Аммиак инертен по отношению к
стали, но разъедает в присутствии
влаги медь и медные сплавы, цинк и
др. Углекислота, пропан, изобутан
химически инертны ко всем металлам.
Хладоны в обезвоженном состоянии
инертны ко всем металлам, за исклю-
исключением сплавов с содержанием Mg
более 2 %.
Вещества R14, R22, R114 инерт-
инертны к алюминию без твердометал-
лических присадок; обезвоженные
вещества Rll, R21, R113 воздейст-
воздействуют на алюминий и его сплавы;
(
У
У
—^
R12
\
-20
-40
-50
О 20 40. 60
Содержание масла, %
Рис. 3.3. Растворимость некоторых
рабочих веществ в масле
RC318, SF6 и все полностью фторированные органические соеди-
соединения химически нейтральны.
Физиологические свойства. По степени ядовитости рабочие
вещества холодильных машин делятся на шесть классов. Клас-
Классификация основана на опытном изучении физиологического воздей-
воздействия паров рабочего вещества на подопытных животных. Установ-
Установлены предельно допустимые концентрации (ПДК) для ряда рабочих
веществ. ПДК более полно отражают вредное воздействие рабочих
веществ на организмы, хотя одного этого параметра и недостаточно
для объективной оценки опасности работы с холодильными агентами.
Так, например, ПДК для R11 и R12B1 одинакова и равна
1000 мг/м3, однако при / = 20 °С давления насыщенных паров этих
веществ соответственно равны90 и 230 кПа, а плотность 5,2 и 17кг/м3,
поэтому пары R12B1 попадают в атмосферу рабочей зоны быстрее
и больше, чем пары R11.
Реальная опасность отравления различными рабочими веществами
определяется коэффициентом возможного ингаляционного отравле-
44

Т а б л и ц а 3.2
Токсичность рабочих веществ
ния (КВИО), который определяется как отношение максимально
допустимой концентрации пара при / = 20 СС к среднесмертельной
.для мышей в течение 120 мин. С учетом условности среднесмертель-
среднесмертельной концентрации как параметра
токсического воздействия на че-
человека, А. В. Быков рекомендует
оценивать реальную опасность
отравления холодильным агентом
коэффициентом токсической опас-
опасности Кт.оу представляющим без-
безразмерную величину, полученную
отношением плотности пара рго
при / = 20 СС к ПДК, установлен-
установленной для воздуха рабочей зоны,
Л'т.о = Р20/ПДК. (Щ
Коэффициент токсической опас-
опасности показывает, во сколько раз
может быть превышена ПДК при
аварийной ситуации в реальных
производственных условиях. С
увеличением Кт.о меры предо-
предосторожности при работе должны повышаться. Токсичность рабочих
веществ может быть оценена по данным табл, 3.2.
Рабочее
вещество
R1
R12
R12B1
R21
R22
R113
R114
R1I5
R142
R143
R152
RC318
R500
R502
R717
ПДК,
МГ/М3
1000
300
1000
200
- 3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
20
Кп. л* 10"**
мт. о lv
5
100
20
30
10
1
4
20
4
90
1
7
9
- 20
300
§ 3.3. Влияние свойств рабочих веществ
на конструкцию и эксплуатационные показатели
холодильных машин
Основными величинами, ограничивающими температурные диапа-
диапазоны применения рабочих веществ, являются уровни давлений ки-
кипения р() и конденсации рк и разность этих давлений. Давления рк
и р{) в цикле холодильной машины существенно влияют на конструк-
конструкцию компрессора. Высокие давления конденсации (конца сжатия)
утяжеляют конструкцию компрессора, низкие давления кипения
создают вакуум в испарителе и на стороне всасывания в компрессор,
что может привести к проникновению воздуха в систему. Разность
давлений (/?,. — р0) определяет нагрузку на рабочие элементы комп-
компрессора, поэтому для сокращения массы и потерь на трение она дол-
должна быть меньшей.
Важной характеристикой рабочих веществ является отношение
давлений р^;рОу от величины которого зависят объемные и энергети-
энергетические коэффициенты компрессора и затрачиваемая работа. Отно-
Отношение давлений конденсации и кипения увеличивается с понижением
нормальной температуры кипения веществ ts: обычно стремятся
к применению веществ с более низкими значениями /s, так как они
эффективнее по ряду показателей. Однако это не всегда возможно,

так как (рк — р0), pjpo и рк могут превысить допустимые значения.
Сопоставляя значения (рк — р0) и объемную холодопроизводитель-
ность рабочих веществ q0 установили, что для разных холодильных
агентов в условиях заданного цикла отношение
q*/(P* ~ Ро) ~ const. . C.9)
Установленная закономерность позволяет оценить размеры ком-
компрессора, работающего на малоисследованном рабочем веществе
(обозначенные звездочкой).
При одинаковых холодопроизводительностях, числе цилиндров,
ходе и частоте вращения соблюдается равенство
EFqv = D\qVm. C.10)
С учетом уравнения C.9) получим
Из этого уравнения следует, что чем ниже давления и их разность,
тем больше размеры компрессора. Рабочие вещества низкого давления
в холодильных машинах с поршневыми компрессорами не применя-
применяются, так как компрессоры будут иметь большие размеры.
Важной характеристикой цикла холодильной машины, влияю-
влияющей на мощность компрессора, является адиабатная работа, которая
уменьшается с увеличением молекулярной массы рабочего вещества.
Эта тенденция особенно четко прослеживается для веществ одного
ряда. На величину работы компрессора влияет и показатель ади-
адиабаты k. От свойств рабочих веществ зависят гидравлические потери
при движении паров в элементах холодильной машины, влияющие-
на увеличение затраченной работы. С понижением нормальной тем-
температуры кипения массовый расход рабочего вещества Ga, зависящий
от плотности р, растет, а следовательно, растет и скорость движения
пара. Если для одной и той же машины с применением двух рабочих
веществ допустимую величину потерь давления принять одинаковой,
то допустимая скорость их движения связывается зависимостью
w* = wVp/fb. (ЗЛ2)
Таким образом, с увеличением плотности вещества допустимые
скорости должны быть меньшими,
В соответствии с зависимостью объемной холодопроизводитель-
ности рабочего вещества q0 от нормальной температуры кипения ts
применение веществ с низкими ts для получения одинаковой холодо-
производителыюсти позволяет использовать поршневой компрессор
с меньшим числом цилиндров или с меньшим их диаметром. Оли а ко
такие вещества требуют увеличения толщины стенок корпуса. Сов-1
ременные поршневые компрессоры при использования веществ с низ-
низкими /8 имеют более высокие массогабаритные показатели, чем комп-
компрессоры с применением веществ с высокими ts и малыми q0.
Свойства рабочих веществ существенно влияют и на конструктив-
конструктивные параметры центробежных холодильных машин и компрессоров.

К ним относятся отношение давлений pjp9j объемная холодопроиз-
водительность qv> молекулярная масса \i, показатель адиабаты и
некоторые другие. Диаметр рабочего колеса D растет при увели-
увеличении ji и уменьшении qv> в связи с чем для уменьшения размеров
машины следует применять вещества с более низкими значениями /в.
Уменьшение D за счет снижения ц приводит к увеличению окружных
скоростей колес и. Наибольшая величина и определяется допустимым
значением числа М и скоростью звука по условиям входа в колесо.
Поскольку М по условиям выхода не зависит от рода сжимаемого
вещества, величина и зависит от скорости звука в рабочем веществе
и понижается с уменьшением показателя адиабаты и увеличением
молекулярной массы. При близких значениях числа Маха для разных
рабочих веществ можно принимать одинаковую степень повышения
давления в ступени яот, определяющую число ступеней в зависимости
от условий осуществления термодинамического цикла. Применение
веществ с большой молекулярной массой (тяжелых веществ) позво-
позволяет снизить окружную скорость колес и, а при равных Qo и qv
может привести к снижению частоты вращения вала. Понижение
нормальной температуры кипения вещества способствует уменьше-
уменьшению численного значения отношения давлений ptt/pQ9 поэтому при
низких ts можно достигнуть более низкой t0 в одной ступени.
§ 3.4. Принцип выбора рабочих веществ
и области применения их в холодильной технике
Большое число рабочих веществ, потенциально возможных
к использованию в холодильной технике, также как и многообразие
их термодинамических и практических свойств, позволяет сделать
выво,п о том, что найти вещество, сочетающее только положительные
качества и свойства, весьма трудно. При выборе холодильного
агента необходимо проанализировать совокупность всех качеств
и факторов, характеризующих как работу холодильной машины,
так и конструктивные особенности ее отдельных элементов, и стре-
стремиться к уменьшению отрицательного влияния свойств вещества.
Это достигается на основе термодинамического анализа действитель-
действительных рабочих процессов цикла в сочетании с технико-экономическим
анализом.
Вопросом исследования свойств рабочих веществ и их влияния
на энергетические, эксплуатационные неконструктивные показатели
и характеристики холодильных машин и их элементов занимались
м занимается ряд советских ученых. Установлены закономерности,
€вязывающие между собой отдельные свойства рабочих веществ;
разработана теория термодинамического подобия веществ, позво-
позволяющая прогнозировать свойства малоизученных холодильных аген-
агентов по ограниченному числу известных параметров; выполнены
работы по исследованию термодинамических свойств ряда веществ
и составлены их термодинамические диаграммы; выполнен анализ,
связывающий свойства вещества с термодинамической эффектив-
47

ностью циклов, осуществляемых при температурах ниже и выше
окружающей среды (прямых и обратных),
А. В. Быков обобщил отдельные исследования, выполнив боль-
большую работу, объединяющую влияние свойств веществ на энергети-
энергетические, эксплуатационные и конструктивные характеристики хо-
холодильных машин и их элементов. Он разработал и предложил тер-
термодинамические комплексы, позволяющие выполнять анализ по
сравнению свойств веществ в соответствии с практическими харак-
характеристиками машин. На основе исследований А. В. Быкова при вы-
выборе холодильного агента можно руководствоваться следующими ре-
рекомендациями по свойствам веществ, характеризующих конструктив-
конструктивно-эксплуатационные качества машин.
Рекомендуется выбирать вещества с минимальными значениями
нормальной температуры кипения /в, давления конденсации рк,
разности давлений (ри — /?0), отношения давлений рк/ро, адиабат-
адиабатной работы /ад, плотности пара рвс, показателя адиабаты k. Одно-
Одновременно желательно иметь максимальные значения давления кипе-
кипения в испарителе р0 и объемную холодопроизводительность.
Помимо термодинамических свойств при выборе рабочего веще-
вещества определенные требования предъявляются к термической ста-
стабильности, токсичности, растворимости с маслами и водой, взрыво-
опасности, горючести, стоимости и др.
Исходя из допустимой разности давлений конденсации и кипения
(ри — Ро) = 1,7-г-2,1 МПа, с учетом целесообразных величин pjpo
и температурных характеристик компрессоров разработаны рекомен-
рекомендуемые диапазоны применения наиболее распространенных рабо-
рабочих веществ и азеотропных смесей [45, 46].
В соответствии с классификацией рабочих веществ и зонами при-
применения вещества низкого давления рекомендуется применять
в машинах для кондиционирования воздуха при высоких темпера-
температурах конденсации: R11 и R113 — в машинах с центробежными
компрессорами небольшой производительности в одно- и двухступен-
двухступенчатых циклах. Вещества среднего давления являются наиболее рас-
распространенными, применяются при температурах кипения от + 10
до —80 °С в одно- и двухступенчатых циклах (реже в каскадных)
холодильных машин. Вещества высокого давления применяются
только в нижних каскадах низкотемпературных машин.
Области применения наиболее распространенных рабочих веществ
описаны ниже: аммиак (R717) применяется в компрессорах с от-
открытым приводом при температурах конденсации / < 55 СС, в одно-
одноступенчатых машинах до /0 =^ —30 °С, в двухступенчатых — до
U S* —60 °С. Высокие значения показателя адиабаты, отношения
давлений pjpo, повышенные требования к технике безопасности
ограничивают его применение. Аммиак широко используется в мно-
многоступенчатых центробежных компрессорах большой производи-
производительности до /0 = —40 СС. Вместо аммиака применяют хладоны
R12, R22, R502, R13B1.
Хладон R12 применяют в одноступенчатых машинах всех типов
при температурах конденсации t < 75 °С; его используют в верхних
48

каскадах низкотемпературных машин при повышенных темпера-
температурах конденсации; он является наиболее распространенным рабо-
рабочим веществом в центробежных компрессорах.
R22 — основное рабочее вещество машин с поршневыми и вин-
винтовыми компрессорами; используется при температурах кипения от
+10 до —70 СС, при температурах конденсации / < 50 СС в одно-
и двухступенчатых машинах, в машинах с центробежными компрес-
компрессорами (при большой холодопроизводительности).
R13 является основным р.абочим веществом низкотемпературных
каскадных холодильных машин (нижней ветви каскада) для полу-
получения температур кипения не ниже —95 СС; при использовании в ма-
машинах с центробежными компрессорами применяется до /0 =*
= —110 °С. Более подробные сведения о других рабочих вещест-
веществах приведены в специальной справочной литературе |2, 41, 45,
461.
В компрессорах холодильных машин наряду с чистыми вещест-
веществами и азеотропиыми смесями (нераздельно кипящей однородной
смеси, перегоняющейся без разделения на фракции и без изменения
температуры кипения) получили применение иеазеотропные смеси,
характеризующиеся различием равновесных концентраций компо-
компонентов в жидкой и паровой фазах. Эти смеси не перегоняются без
разделения на компоненты, а кипение и конденсация их происходит
при переменных температурах. Изменяя в широких пределах состав
таких смесей, можно получить свойства, которые в данных конкрет-
конкретных условиях обеспечат наивысшую эффективность процессов
машины: сокращают необратимость процесса теплообмена при пере-
переменных температурах источников; увеличивают холодопроизводи-
телыюсть, снижают температуру конца сжатия; улучшают условия
циркуляции масла в системе; расширяют зону применения по тем-
температурам конденсации и кипения; исключают режимы работы при
вакууме и т. п.
Характер влияния свойств азеотроппых смесей на характеристики
и показатели эффективности холодильных машин такой же, как и
у чистых веществ, однако непостоянство температур в процессах
кипения и конденсации накладывает на них некоторую особенность.
Преимущества пеазеотропных смесей особенно заметны при исполь-
использовании теплообмепных аппаратов с противотоком сред.
§ 3.5. Термодинамические свойства растворов
В холодильной технике для абсорбционных холодильных машин
применяют растворы, которые по существу являются неазеотроп-
ными растворами, состоящими в основном из двух компонентов
с разными температурами кипения. Один из компонентов является
холодильным агентом, другой — поглотителем рабочего вещества,
или абсорбентом. Компоненты раствора отличаются нормальными
температурами кипения. Наиболее распространенными являются
водоаммиачный раствор и раствор бромистого лития в воде. Имеются

растворы, состоящие и из других пар, однако промышленного при-
применения они еще не получили.
Массовой концентрацией данного компонента, входящего в раст-
раствор, называется отношение его массы к массе раствора. Для компо-
компонентов, состоящих из двух растворов,
%х - МДМ, + Мг) =-MJM;
- М2Ш; £i + Б, = 1.
C.13)—C.15)
Процесс растворения одного из компонентов раствора в другом
обычно протекает с выделением или поглощением теплоты. Этот
42
Рис. 3.4. Диаграмма £ — * для водоамми-
ачпого раствора
Рис. 3.5. Диаграмма £ — i для рас-
раствора бромистый литий — вода
тепловой эффект принято называть теплотой растворения, которая
зависит от состояния компонентов до смешения. Полагая, что со-
состояние компонентов (р и /) до растворения равно состоянию раст-
раствора после их смешения, теплота растворения определяется как
разность энтальпий раствора и компонентов перед смешением.
В идеальном растворе теплота растворения равна нулю
? = *-4Б*» + A -Z)hh C.16)
здесь I, ii и i2 — энтальпии раствора и компонентов до смешения;
| — концентрация раствора.
Различают интегральную и дифференциальную теплоту растворе-
растворения. Теплота растворения, полученная при смешении двух компо-
компонентов н отнесенная к 1 кг массы раствора, называется интегралъ-
50

ной (<?„нт)- Дифференциальная теплота растворения — теплота
растворения при смешении 1 кг чистого компонента в бесконечно
большом количестве раствора при постоянной температуре (<?ДИф).
Теплота растворения может быть положительной и отрицатель-
отрицательной. Если при смешении компонентов теплота выделяется, то q —
величина отрицательная (теплота отводится) и, наоборот, если при
смешении теплота поглощается, то q — величина положительная
(теплота подводится). Если процесс поглощения протекает с выделе-
выделением теплоты (ее нужно отводить), то теплота растворения опреде-
определится так:
-q = i— lEii+0 -6)/.l, C.17)
а энтальпия раствора
i =S«i + (l -lL-q. C.18)
Энтальпия раствора может быть выражена через дифференци-
дифференциальную теплоту растворения qy и qt
i = (h - Qi) I + 0*2 - Яг) О - 5). C.19)
Из уравнений C.18) и C.19) получим
Я '--- Iqi + A - I) Яг- C.20)
Это уравнение определяет связь между интегральной и дифферен-
дифференциальной теплотой растворения.
Для практических расчетов совмещенных циклов абсорбционных
холодильных машин используют диаграммы. Наиболее распростра-
распространенной координатной системой термодинамических диаграмм раст-
раствора является концентрация — энтальпия (£ — i). На рис. 3.4
показана диаграмма £ — / для водоаммиачного раствора, а на
рис. 3.5 — раствора бромистый литий—вода.
Применяются и другие координатные системы диаграмм раство-
растворов: концентрация—температура (£ — t)\ .температура—давление
Ь — lg р)\ концентрация—энтропия (I — s), энтропия—темпера-
энтропия—температура (s — Г); энтропия—энтальпия (s— i).

Глава 4
ЦИКЛЫ И СХЕМЫ
ПАРОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Паровые холодильные машины являются наиболее распростра-
распространенным типом холодильных машин. Они применяются для получе-
получения искусственного холода в широком интервале температур: от
278 К (одноступенчатые холодильные машины) до 113 К (каскадные
холодильные машины).
Холодопроизводительность паровых холодильных машин охва-
охватывает диапазон от нескольких сот ватт до нескольких тысяч кило-
киловатт. Главной отличительной особенностью паровых холодильных
машин является то, что рабочее вещество в процессе совершения
обратного кругового цикла меняет свое фазовое состояние и может
находиться в состоянии насыщенной или «переохлажденной» жидко-
жидкости, сухого насыщенного, перегретого или влажного пара. Основными
элементами паровой холодильной машины являются: компрессор,
конденсатор, испаритель и устройство для расширения рабочего
вещества. Для сжатия рабочего вещества в паровых холодильных
машинах применяются различные типы компрессоров: поршневые,
винтовые, центробежные, осевые и ротационные.
В качестве конденсатора и испарителя могут применяться тепло-
обменные аппараты различного типа. Все основные элементы паро-
паровых холодильных маижн рассматриваются в последующих главах
(гл. 5, 6 и 7). Выбор цикла паровой холодильной машины зависит
прежде всего от температуры источника низкой температуры \\ от
температуры окружающей среды. Существенное влияние на цикл
имеют тип компрессора и теплообменных аппаратов, рабочее вещество
и схема холодильной машины.
§ 4.1. Циклы и принципиальные схемы
паровых одноступенчатых холодильных машин
Холодильная машина с детандером в области влажного пара.
На рис. 4.1 приведена принципиальная схема и цикл такой холо-
холодильной машины.
Из испаруггеля IV пар рабочего вещества всасывается компрес-
компрессором /, где изоэнтропно сжимается до давления конденсации рк
(процесс 1—2). Положение точки / должно быть таким, чтобы в конце
процесса сжатия в компрессоре получался сухой насыщенный пар.
52

После сжатия рабочее вещество направляется в конденсатор //,
где оно конденсируется за счет отвода теплоты в окружающую среду
(процесс 2—3). При этом давление рк и температура конденсации Тк
остаются постоянным». В процессе 3—4 происходит изоэнтропное
расширение рабочего вещества от давления конденсации рк до дав-
давления кипения р0 в детандере ///. После детандера рабочее вещество
в состоянии влажного пара поступает в испаритель. В испарителе
рабочее вещество кипит (процесс 4—1) за счет подвода теплоты от
источника низкой температуры. Температура 70 и давление р9
Тк
3
0/ 4
/
1 Р„ТК \
Pol To
Яо
Л Т„.с
1 \ Тинт
\
Рис. 4.1. Схема и цикл односту-
одноступенчатой паровой холодильной
машины с детандером
рабочего вещества в процессе кипения остаются постоянными, так
как образовавшийся при кипении пар постоянно отсасывается комп-
компрессором. Если внешние источники (источник низкой температуры
и окружающая среда) не меняют свою температуру и теплообмен
рабочего вещества и внешних источников происходит при бесконечно
малой разности температур, то в этом случае рабочее вещество в хо-
холодильной машине будет совершать обратный цикл Карно (рис. 4.1).
Теплота, подведенная к 1 кг рабочего вещества в испарителе,
в диаграмме s — Т соответствует площади п—1—4—т, которая
эквивалентна разности энтальпий ix—iA. Эта величина называется
удельной массовой холодопроизводительностью </0. В диаграмме /—р
удельная холодопроизводительность q0 соответствует отрезку 1—4.
При §сжатии пара в компрессоре затрачивается работа /к. Эта
работа в диаграмме s — Т соответствует площади 1—2—3—0—/;
53

в диаграмме i—р — отрезку под процессом 1—2. В процессе кон-
конденсации 2—3 теплота передается окружающей- среде. Эта теплота
в диаграмме i—p соответствует отрезку 2—3, в диаграмме s—Т —
площади п—2—3 —т. В процессе 3— 4 происходит расширение
рабочего вещества с совершением внешней работы /д. Эта работа
в диаграмме s—T эквивалентна площади 4—3—0-4, в диаграмме
i—р — отрезку под процессом 3—4.
Таким образом, основные величины, характеризующие цикл
/—2—з—4, можно вычислить следующим образом:
<7о = h — hy k = h — hi 4 = h — h\ /д = h — U- D.1)—D.4)
Как уже отмечалось ранее, работа цикла равна разности работ,
затраченной в компрессоре и полученной в детандере:
/ц = к - /д.= ('2 - /i) - (h - Q\ D-5)
/ц = q — q0 = (i2 - i3) - (ix — i4) == (i2 — i,) — (k — Q. D.6)
Итак, чтобы совершить обратный цикл и перенести теплоту от
источника низкой температуры к окружающей среде, необходимо
затратить работу, равную 1Ц.
Холодильный коэффициент цикла 1—2—3—4 равен
Рассмотренный цикл и схема паровой холодильной машины
являются теоретическими и служат для сравнения при определении
потерь в реальных холодильных машинах.
Холодильная машина с дросселированием в области влажного
пара и всасыванием сухого (перегретого) пара. Принципиальная
схема такой холодильной машины и циклы со всасыванием сухого
(перегретого) пара в s—T- и i- /^-диаграммах изображены на рис. 4.2.
Рабочие процессы в холодильной машине идут следующим образом:
процесс 1-2 F—7) — изоэнтроииое сжатие рабочего вещества в ком-
компрессоре, процесс 2—3 G—3) — отвод теплоты от рабочего вещества
в окружающую среду; процесс 3—4 — дросселирование рабочего
вещества, процесс 4—/ — подвод теплоты к рабочему веществу от
источника низкой температуры.
В этих циклах процесс нзоэптроппого расширения в детандере
с получением внешней работы заменен процессом дросселирования.
Это связано с тем, что в паровых холодильных машинах работа,
отдаваемая детандером, мала, по сравнению с работой компрессора
и для упрощения схемы и сокращения затрат на изготовление холо-
холодильной машины детандер заменяют дросселем.
Однако в#некоторых случаях (для машин крупной производитель-
производительности) включение детандера в схему паровой холодильной машины
было бы рационально, так как сократило бы расходы энергии для
получения холода.
Другим отличием рассматриваемой схемы от предыдущей является
то, что компрессор всасывает сухой насыщенный пар (точка 1) или
54

перегретый (точка 6). Это объясняется тем, что в современных холо-
холодильных машинах с поршневыми компрессорами подавать влажный
пар в компрессор опасно, так как компрессоры быстроходны, ско-
скорость рабочего вещества во всасывающих трубопроводах значительна,
поэтому вместе с паром в компрессор может попасть жидкое рабочее
вещество, что приводит, как правило, к гидравлическому удару.
Гидравлический удар происходит при попадании жидкого рабочего
вещества (или масла) между поршнем и крышкой цилиндра, что при-
приводит к серьезной аварии.
Для некоторых типов компрессоров, например для винтовых,
попадание жидкого рабочего вещества в определенных количествах
Р1
1
/
о/
/ 5
h
\
\
Ро» То
\
\
\
\
Ь
с
/
\
в
m n
в d f
7
■
-г
-
ь
- $
а/
/ 6
Л'
q >
2 7
<„
Рис. 4.2. Схема и цикл одноступен-
одноступенчатой паровой холодильной маши-
машины с дроссельным вентилем. (Под-
(Подвод или отвод источников к кон-
конденсатору и испарителю в после-
последующих схемах опускаотея)
не вызывает практически никаких последствий. Однако в любом
случае при всасывании влажного пара в компрессор (точка а на
рис. 4.2) из-за больших коэффициентов теплоотдачи влажного пара
во всасывающем трубопроводе и во всасывающем тракте компрессора,
по которым движется влажный пар, возникает интенсивный тепло-
теплообмен. Вследствие этого влажный пар подсушивается (процесс а—/
на рис. 4.2). Холодопроизводительность, эквивалентная площади
под процессом а—1 в диаграмме s—T, нерационально расходуется
на охлаждение окружающего воздуха и компрессора, причем работа
компрессора увеличивается на величину, эквивалентную в s—7-диа-
грамме площади 1—2—Ъ—а. Замена детандера дроссельным венти-
вентилем влечет за собой появление необратимых потерь, связанных с дрос-
дросселированием, которые были рассмотрены в § 2.4, и, кроме того,
55

в рассматриваемых циклах 1—2—3—4 и 6—7—3—4 (рис. 4.2) умень-
уменьшается удельная холодопроизводительность на величину А^о
Д<7о «> пл. п—4—5—т со f4—16. D.8)
При всасывании сухого насыщенного пара температура рабочего
вещества в конце процесса сжатия (точка 2) становится выше темпе-
температуры окружающей среды, поэтому при охлаждении рабочего ве-
вещества в процессе 2—b возникают дополнительные необратимые
потери, которые ведут к увеличению работы цикла.
Для того чтобы определить эти необратимые потери, необходимо
построить цикл-образец (цикл с минимальной работой) для цикла
1—2—3—4. Примем, что температура окружающей среды Т0.с равна
температуре конденсации Тк и температура источника низкой тем-
температуры ТШ1Т равна температуре кипения (строго говоря, 7О#С
и Т1ШТ отличаются соответственно от Т и То на бесконечно малые
значения). Тогда цикл 1—с—b—h—4—/ будет циклом-образцом
(циклом с минимальной работой) для цикла 1—2—3—4. Площадь
с—2—Ь будет эквивалентна увеличению работы цикла из-за необра-
необратимости в процессе охлаждения перегретого рабочего вещества (про-
(процесс 2—Ь).
Чтобы определить эти необратимые потери, поставим точку k
(рис. 4.2) таким образом, чтобы пл. e—2—b—3—m (эквивалентная
количеству теплоты, отводимой от рабочего вещества в окружающую
сРеДУ) равнялась площади /—k—3—m (эквивалентная количеству
теплоты, воспринимаемой окружающей средой). Тогда пл. с-■■ -2 b —
= пл. f—k—c—e> т. е. пл. f—k—c—e не что иное, как площадь,
эквивалентная увеличению работы
Д/пор со пл. / — k - с — е = Го. с Aw D-9>
Увеличение энтропии Asnep можно определить по выражению
B.15). При всасывании перегретого пара эти потери будут еще
больше, так как Т7 > 72.
Определим основные величины, характеризующие циклы с дрос-
дросселированием и со всасыванием сухого или перегретого пара, т. е.
циклы 1—2-3—4 или 6-7—3—4 (рис. 4.2). Прежде всего остано-
остановимся на определении удельной холодопроизводительности q^
Удельную холодопроизводительность правильно определить можно
только рассматривая вместе цикл и схему. В нашем случае для обоих
циклов
<?о = h-ц, D.10)
т. е. удельная холодопроизводителыюсть равна разности энтальпий
рабочего вещества на выходе из испарителя и на входе в испаритель;
в диаграмме s—Т она эквивалентна площади е—/—4—п или в диа-
диаграмме i—p — отрезку 1—4. Работа компрессора /к. с в цикле /—2—
3—4 эквивалентна площади /—2—3—0—1; работа компрессора
/к.п в цикле 6—7—3—4—1 — пл. 6—7—3—0—1, или
L с = к — h\ L п = h — h- DЛ1)
56

Теплота, отведенная в конденсаторе окружающей средой, будет
соответственно эквивалентна площадям: пл. е—2—Ь—3—т и
пл. d—7—Ь—З—т, или
<7с = h - h'> <7п = h - /з. D-12)
Так как в рассматриваемых циклах детандер отсутствует, т. е.
/д = О, ТО
ц
Сравним холодильные коэффициенты двух циклов с дросселиро-
дросселированием едр и цикла с адиабатным расширением в области влажного
пара г. В цикле с дросселированием удельная холодопроизводитель-
П
• т \? '
ли
\ Ро; т0
7
ds
\
Рис. 4.3. Схема и цикл паровой холодильной машины со сжатием по правой погра-
пограничной кривой
ность меньше, а работа цикла больше, значит холодильный коэффи-
коэффициент цикла с дросселированием меньше, чем у цикла с детандером:
«=<,,-,;;ii;,-,l)>*p"ft=f;. w
Это следует и из отношения соответствующих площадей (рис. 4.2).
Коэффициент обратимости цикла 1—2—3—4 равен
пл./ — с — h — 4 - />iie\
= 7ГГТ—TZTT—7ПГ7<1- D-15)
Холодильный коэффициент и коэффициент обратимости цикла
6—7—3—4 будут меньше, так как работа этого цикла больше работы
цикла 1—2—3—4 на величину, эквивалентную площади 6—7—2—L
В описанных выше циклах процесс сжатия в компрессоре прини-
принимался изоэитрониым. В реальных компрессорах такой процесс сжа-
сжатия осуществить практически невозможно из-за необратимых потерь
в компрессоре. Потери, связанные со сжатием- рабочего вещества
в компрессоре, будут рассмотрены ниже.
Цикл со сжатием рабочего вещества по правой пограничной
кривой. Схема машины, работающей по этому циклу, и процессы
ее работы в диаграмме s—Т показаны на рис. 4.3. Сжатие (процесс
1—2) происходит так, что за счет впрыскивания в полость цилиндра
57

компрессора / жидкого рабочего вещества, идущего из конденсатора
//, сжимаемый пар все время остается в состоянии сухого насыще-
насыщения. Методика расчета этого цикла была разработана на кафедре
холодильных машин ЛТИХП. Предположим, что через испаритель
V проходит 1 кг пара, тогда для отнятия теплоты перегрева через
дроссельное устройство IV должно пройти некоторое количество
рабочего вещества у. Таким образом, на 1 кг рабочего вещества,
проходящего через испаритель, в конденсаторе должно конденсиро-
конденсироваться A + у) кг рабочего вещества. При этом в компрессоре в про-
процессе сжатия количество рабочего вещества возрастет от 1 до
A + у) кг.
Исходя из вышесказанного, можно составить уравнение баланса
теплоты, с помощью которого может быть найдено необходимое для
впрыскивания количество рабочего вещества у, а именно:
{\~\-y)cxdTy = qoydyy D.16)
где с'х — теплоемкость сухого насыщенного пара (принята положи-
положительной); qOy — удельная холодопроизводительность при темпера-
температуре Ту
<Ь*=*Су—Ь- D.17)
Энтальпия сухого насыщенного пара i"y может быть представлена
в зависимости от Ту уравнением:
С = /о + й(Г,-Г0) + %, в D.18)
где с'х — среднее значение теплоемкости насыщенной жидкости (на
участке 0—3)\ iQ — значение энтальпии насыщенной жидкости при
Ту\ гОу — теплота парообразования при Ту.
В общих курсах термодинамики приведены эмпирические урав-
уравнения, которые с достаточной для практики точностью выражают
зависимость теплоты парообразования от температуры, например,
в виде полинома:
D.19)
где а, Ь, с — постоянные величины. Тогда
(to,= io + c'x(r, -TQ) + a + ЬТу + сТ1 - ц =
= а - (|4 - *о) - схТ0 + (с'х + Ь)ТУ + сТ*. D.20)
Обозначая известные величины:
а - (ц - /0) - СхТо - Б; (сх + Ь) = А, D.21) D.22)
получим
<Ь, = Б + АТу + сГу. D.23)
58

Подставляя значение, полученное для qOy9 в уравнение D.16),
будем иметь:
(l+y)cs dTy = {Б + ATS + cTD dy; D.24)
dTtl
.= Г.
dTu
Ъ } 1 + U J Б + АТу + сГУ
D.25)
D.26)
Меняя верхние пределы интегрирования, можно получить соот-
соответствующие значения у на любом участке процесса /—2.
Для определения эффективное- £ ,£
ти цикла со сжатием пара по пра- ** а
вой пограничной кривой (цикл
1—2—3—4), сравним его с циклом
1—а—3—4 с адиабатным сжатием
в компрессоре. Работа в цикле
/—2—3—4 определяется по выра-
выражению, вытекающему из теплового
баланса холодильной машины,
D.27)
Рис. 4.4. Зависимость ед/еа = / A + у)
На рис. 4.4 показана зависимость ел/еа = / A + #)(ел; еа — хо-
холодильные коэффициенты цикла со сжатием по правой пограничной
кривой и цикла /—а—3—4). Проведенные расчеты показали, что
эффективность цикла со сжатием пара по правой пограничной кривой
зависит от безразмерной величины:
— '2
D.29)
где ср — теплоемкость в изобарном процессе.
Так как ср In Та/Т2 = сх In Г/Го, то Гл ==
Тогда •
D.36)
Таким образом, величина /7, от которой зависит эффективность
цикла со сжатием по правой пограничной кривойг будет иметь вид:
-i1> D31)
На рис. 4.5 показана зависимость ед/еа = / (/7). Для таких ра-
рабочих веществ, как Rll, R12, R22, которые имеют значение /7 =
= 0,034 4-0,086, энергетический эффект от цикла со сжатием по пра-
правой пограничной кривой невелик, он равен 2—5 %. Для аммиака
69

(П = 0,15) он достигает существенной величины и составляет 12,5 %,
согласно D.31).
В настоящее время цикл со сжатием пара по правой пограничной
. кривой не применяется, это связано с тем, что при впрыскивании
жидкого рабочего вещества в цилиндр поршневого компрессора воз-
возникает опасность гидравлического удара. Этот цикл перспективен
для холодильных машин с винтовыми компрессорами, которые на-
надежно работают при попадании в полость сжатия капельной жидко-
жидкости; при этом значительно улучшаются энергетические и объемные
коэффициенты компрессора (см. гл. 5)»
Методы сокращения необратимых потерь в циклах паровых хо-
холодильных машин. Как было рассмотрено выше, в циклах холодиль-
1,1
1,05
1,0
У
/
/
0,1
я
Рис. 4.5. Зависимость ед/еа = /(П) Рис. 4.6. Цикл-образец для одноступенча-
одноступенчатой холодильной машины
ных машин возникают необратимые потери, связанные с теплообме-
теплообменом рабочего вещества и источников, и потери, связанные с дроссе-
дросселированием. Эти потери существенно увеличивают затраты энергии
на получение искусственного холода. На рис. 4.6 показан цикл
1-2—3—4 с изоэнтропным процессом сжатия. Циклом-образцом
для этого цикла будет цикл а—Ь—с—d.
В цикле с дроссельным вентилем работа компрессора /к равна
работе цикла /ц и определяется так: /1; — /min + 1 А/. В величину
потерь 1 А/ входят потери, связанные с дросселированием Д/;р,
с теплообменом в конденсаторе А/коп и в испарителе A/M(TJ и потери
в компрессоре Д/к.
Определение /min и потерь, связанных с дросселированием и теп-
теплообменом рабочего вещества с источниками, была рассмотрена в гл. 2.
Потери, возникающие в компрессоре холодильной машины, можно
определить следующим образом:
'к = /nun + А/коп + А/, сп + Д/др + Д/к. D.32)
Тогда
А/,
ДР*
D.33)
Расчеты цикла паровой холодильной машины, работающей на
R12 при То = 253 К, Тк = 298 К и ДТ = АТ0 = 5°, показали, что
необратимые потери в цикле по отношению к /к распределяются сле-
60

дующим образом: Д/др = 12 %, Д/к = 20 %, Д/КОн = 32 %, Д/исп =*
= 28 %. Как следует из приведенного анализа, значительная часть
потерь возникает при теплообмене рабочего вещества и внешних
источников.
Рассмотрим способы сокращения необратимых потерь, возникаю-
возникающих при теплообмене рабочего вещества и источника низкой темпе-
температуры, если источник охлаждается от температуры окружающей
среды TOtC до какой-то конечной температуры 7"кои. Сократить не-
необратимые потери и тем самым сократить затраты энергии при от-
отводе теплоты от источника с переменной температурой можно за счет
ступенчатого охлаждения несколькими машинами. Схема, состоящая
из двух машин, и их циклы, представлены на рис. 4.7. Предпола-
Предполагается, что обе машины имеют одно и то же рабочее вещество.
-i
А
\ t0.
Рис. 4.7. Схема и цикл установки из двух холодильных машин
В случае работы одной машины (цикл /—2—3—4) затрата ра-
работы на охлаждение источника от TOtC до ТКГА1 может быть опреде-
определена из выражения холодильного коэффициента
_ Фп . / __ Qo _ cG (TOt с — гкоп) __
__ cG (Toc — Tm) cG (Tm —
где с — теплоемкость источника; G — массовый расход охлаждае-
охлаждаемого источника; Тт — промежуточная температура.
Предполагается, что G и с постоянны. При использовании двух
машин (рис. 4.7) можно с помощью машины, работающей по циклу
5—6—3—7, охладить поток от 70. с до Tttu а второй машиной, рабо-,
тающей по циклу /—2—3—4, отвести оставшуюся часть теплоты и
охладить источник до температуры ТК()Н. Затраченная работа в этом
случае определится уравнением
_ 7 17 — cG У*- с ^ Тт) , CG (Tm - Гко„)
v- 1-3-V tL_2~3-4
Так как с помощью холодильной машины, работающей по циклу
5+—6—3—7, осуществляется перенос теплоты в меньшем интервале
температур, чем машиной, работающей по циклу /—2—3—4, то
ев--б-з-7 > £i-2-3-4> и поэтому часть теплоты от источника отво-
отводится при более высоком холодильном коэффициенте, что и позво-
позволяет сократить расход энергии, т. е. 2L < L.
61

Оптимальная промежуточная температура Т™* определится из
условия
=Q, D.35)
если воспользоваться зависимостями:
Г £ D.36)
То. с — /0 ' о. с * о
где я|) и t|/ — коэффициенты, которые можно принять практически
постоянными в достаточно широком интервале температур.
Приняв Тт — То = AT =^ const, запишем уравнение D.34) в
следующем виде:
cG (Го, с - Тт) [Го. с - (Тт - ДГI . cG (Гда - Го, с) (ГОа с - 71,)
D.37)
Тогда при условии t|) =t|)' и AT ~ 0, решаем уравнение A.35), по-
поставив в него 2L из уравнения D.37), в результате получим опти-
оптимальное значение промежуточной температуры
T%T = VTZ7I7. D.38)
Ранее было показано, что при всасывании в компрессор сухого
насыщенного пара (или перегретого) температура конца сжатия
становится выше температуры окружающей среды — это ведет к до- ..
иолнительным затратам работы в цикле А/П?р. Эту дополнительную *
работу можно использовать поставив теплообменник между ком- !
прессором и конденсатором, где можно подогревать воду и использо- :
вать ее для технологических нужд. Такой иастично теплофпкацион*
ный цикл дает ощутимый экономический эффект.
Другим способом сокращения необратимых потерь, связанных
с теплообменом рабочего вещества и внешних источников, может
быть использование бинарных растворов (неазеатропных смесей)
в качестве рабочих веществ паровых холодильных машин. Цикл
такой холодильной машины показан на рис. 4.8. На этом рисунке
условно изображен процесс охлаждения источника низкой темпера-
температуры Ь—а. Работа цикла 1—2—3-—4 будет эквивалентна площади
1—2—3—0—1. Цикл-образец для этого случая будет a—b—с—d,
работа которого эквивалентна площади а—b — c—d.
Коэффициент обратимости цикла 1—2—3—4 равен
пл. а — Ь — с — d /л от
Если бы в холодильной машине использовалось однокомпонёнт-
ное рабочее вещество, то цикл такой машины был бы 5—6—3—7
(показан условно) и коэффициент обратимости этого цикла
пл. я—Ь — с — d ,. ,т
ЛоОр 2 = „Л.5-6-Д-0-5- <4'40)
62

Так как пл. 5—6—3—0—5 > пл. 1—2—3—0—1, то
Лобр х ^ ^1обр 2* D.41)
В рассматриваемом случае температура окружающей среды при-
принималась постоянной. В действительности, когда в качестве окружа*
ющей среды используется вода и воздух в ограниченных количествах,
то То. о переменна. В этом случае выигрыш будет заметнее.
Исследования, проведенные на кафедре холодильных машин
ЛТИХП, показали, что, например, при термической обработке про-
продуктов на городском молочном заводе замена обычной системы
охлаждения холодильной машиной, работающей на смеси хладонов
R12 и R11, позволяет получить до 40 % экономии электроэнергии от
общей мощности привода компрессоров.
Как было показано выше (см.
§ 2.3), необратимые потери, свя-
связанные с теплообменом, приумень-
приуменьшении разности температур между
рабочим веществом и внешними
источниками будут сокращаться.
Поэтому применение теплообмен-
ных аппаратов с интенсифициро-
интенсифицированным теплообменом является
одним из путей экономии энергии
при получении искусственного
холода.
Рассмотрим методы сокращения
необратимых потерь, связанных с
дросселированием.
На рис. 4.9 показана принципиальная схема и цикл в диаграммах
s—Т и /—р холодильной машины с теплообменником для охлажде-
охлаждения жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем. В этой
схеме жидкое рабочее вещество после конденсатора // охлаждается
в теплообменнике /// водой. Вода в теплообменник подается, как
правило, из артезианских скважин. Можно производить охлаждение
и оборотной водой (или из водопроводной сети), при этом сначала
пропускают воду через теплообменник, а затем направляют ее в кон-
конденсатор.
Как видно из рис. 4.9, при охлаждении рабочего вещества перед
дроссельным вентилем (процесс 3—4) его удельная холодоироизво-
дительность увеличивается на А^о, а значит и холодильный коэффи-
коэффициент также увеличивается, так как работа цикла не меняется,
= <I—t. D.42)
Рис. 4.8. Цикл пароной холодильной
машины, работающей на неазеатроп-
ной смеси в s— 7-диаграммс
— 1\
Пользуясь изложенным выше методом, можно показать, что
необратимые дроссельные потери при охлаждении сокращаются и
pi Лоора
Следует отметить, что необратимые потери, связанные с отводом
теплоты от рабочего вещества, в теплообменнике не учитываются

из-за их незначительности. При изображении циклов с охлаждением
жидкого рабочего тела ниже техмиературы конденсации в s—7"-диа-
грамме следует иметь в виду, что линия процесса 3—4, совпадающая
с левой пограничной кривой, показана условно, так как, строго го-
говоря, изобары в области жидкости идут более полого, чем левая по-
пограничная кривая. Изображение процесса 3—4 по левой иогранич-
. ной кривой практически не влияет на анализ и расчеты циклов.
Охлаждение жидкого рабочего вещества перед дроссельным вен.г
тилем можно осуществить за счет холодного пара, идущего из испа-s
рителя, т. е. применить регенерацию. Схема и цикл такой регенерат
Рис. 4.9. Схема и цикл паровой хо-
холодильной машины с переохлажде-
переохлаждением рабочего вещества
тивной холодильной машины показаны на рис. 4.10. В этой схеме
холодный пар рабочего вещества, выходящий из испарителя в состоя-
состоянии а, направляется в регенеративный теплообменник, где он нагре-
нагревается (процесс а—1) за счет теплого рабочего вещества, выходящего
из конденсатора, которое при этом охлаждается (процесс 3—4).
В результате регенерации удельная холодопроизводительпость уве-
увеличивается на величину Aq0 = /б — /5, но одновременно увеличи-
увеличивается и работа компрессора на А/и -- нл. Л— 2—Ь—а.
Эффективность этого метода зависит от соотношения Aq()/AIl{,
т. е. от термодинамических свойств рабочих веществ (см. гл. 3).
Поэтому регенеративный цикл применяется для рабочих веществ с от-
относительно большими потерями, связанными с дросселированном,
и относительно малыми потерями, связанными с перегревом рабочего
вещества. Такими рабочими веществами является большинство хла-
64

донов. Для рабочих веществ с относительно большими потерями от
перегрева, например для аммиака, применяют схему с водяным теп-
теплообменником.
Как уже отмечалось в гл. 3, большинство хладонов имеет хоро-
хорошую взаимную растворимость с маслом, поэтому для хладоновых
холодильных машин с поршневыми компрессорами перегревание
пара перед всасыванием его в компрессор имеет особое значение. При
этом происходит более полное отделение масла, вследствие чего энер-
энергетические и объемные коэффициенты компрессора улучшаются.
Рис. 4.10. Схема и цикл паровой
холодильной машины с регенера-
регенерацией
При отсутствии перегрева рабочего вещества перед всасыванием
в компрессор попадают капли масла, содержащие растворенное
в них рабочее вещество и капли жидкого рабочего вещества. В про-
процессе обратного расширения в компрессоре происходит выделение
рабочего вещества из капель масла и уменьшение полезного объема
всасывания. Капли жидкого рабочего вещества, уходящего из испа-
испарителя, уменьшают холодоироизводительность машины и могут при-
привести к гидравлическому удару, поэтому регенеративный теплооб-
теплообменник является еще и защитой поршневого компрессора холодиль-
холодильной машины от гидравлического удара. Кроме того, попадание ка-
капель масла и жидкого рабочего вещества способствует значительной
интенсификации теплообмена между паром и стенками цилиндра
компрессора и приводит к дополнительным потерям.
П/р И. А. Сакуна
65

Таким образом, применение регенерации с перегревом рабочего
вещества перед ого всасыванием для хладоновых холодильных машин
с поршневыми компрессорами объясняется не только термодинами-
термодинамическими, но и эксплуатационными преимуществами.
Можно значительно сократить необратимые потери при дроссе-
дросселировании за счет теплоты перегрева, используя для этой цели полу-
полупроводниковые охладители. Однако этот способ разработан очень
слабо и широкого применения не имеет.
Расчет теоретического цикла паровой одноступенчатой холо-
холодильной машины. Рассмотрим расчет цикла без учета влияния при-
примеси масла к рабочему веществу. Для того чтобы произвести расчет
любого цикла, необходимо задаться температурой внешних источни-
источников и холодоироизводительностыо машины Qo. Зная внешние источ-
источники (температуру окружающей среды и температуру источника
низкой температуры), определяют температуру кипения То и конден-
конденсации Тк. Если в качестве окружающей среды принимается вода, то
температуру конденсации принимают на 5—8 СС выше средней тем-
температуры воды. В том случае, когда теплота от рабочего вещества
отводится воздухом, то Тк на 10—20 °С выше температуры поступаю-
поступающего воздуха. Если источником низкой температуры (охлаждаемой
средой) является жидкий теплоноситель, то температура кипения
на 5—8 °С ниже средней температуры теплоносителя. Когда охлаж-
охлаждаемая среда газообразная (воздух), то разность между ее темпера-
температурой и температурой кипения принимают равной 10 СС Темпера-
Температура переохлаждения рабочего вещества перед дроссельным вентилем
принимается на 2—4 СС ниже температуры конденсации.
Приведенные разности температур являются ориентировочными.
При более точных расчетах необходимо учитывать тип аппарата,
его конструкцию, стоимость воды и электроэнергии, т. е. необходимо
провести технико-экономические расчеты. Рабочее вещество, всасы-
всасываемое в компрессор, может находиться в состоянии сухого насыщен-
насыщенного пара либо перегретого, в зависимости от типа компрессора и
схемы холодильной машины. Ориентировочно перегрев рабочего ве-
вещества на всасывании принимают равным 5—10 °С
После выбора схемы машины цикл вписывают в диаграмму со-
состояния — рис. 4.11.
Массовый расход рабочего вещества в машине (кг/с) определяется
по формуле
Ga = QQlq*> D.43)
где Qo — полная холодопроизводительность, кВт; #о — удельная
массовая холодопронзводительность, кДж/кг,
<7о = h - h. D.44)
Действительный объем пара рабочего вещества Vn <м*/с), обра-
образующегося в испарителе н поступающего в компрессор
Уд = G А = Qof(<hfa) = Qotiv, D.45)
«в

где vx — удельный объем пара рабочего вещества в точке 1, м^кг;
qv — удельная объемная холодоироизводительность рабочего ве-
вещества, кДж/м3.
Теоретическая (изоэнтропная) работа (кВт)
LT = Ga (i2 — ix).
D.46)
Действительный компрессор имеет объемные и энергетические
потери. Объемные потери определяются коэффициентом подачи А,,
энергетические — эффективным коэффициентом це. Тогда теорети-
теоретическая объемная производительность компрессора (м3/с) определится
из соотношения
- УЛ.
D.47)
ъ
/\
/ \
/ ^~
Р«;т, у
\
Pol Та
Л
/
\/
2
1
3/ рк;Тн
$ ь
Рис. 4.1 Г. Циклы паровой холодильной машины в диаграммах
s — Т и I — р
Действительную работу компрессора LA можно определить по
формуле
1д = 1т/т)е. D.48)
В случае регенеративного цикла (см. рис. 4.10) точка 4 опреде-
определяется из теплового баланса регенеративного теплообменника
h - la = it ~ U> D.49)
где точки аи/ задаются. Точка а выбирается, как правило» на пра-
правой пограничной кривой либо на изобаре р0 с перегревом на 2—3 °С.
В некоторых случаях точка а цожет находиться на изобаре в области
влажного пара (для организации циркуляции масла). При построе-
.нии цикла задается перегрев на всасывании Д/во = tt — /„, А/„о ***
ъ 20 СС. Этот перегрев может несколько меняться в зависимости от
условий работы машины.
Удельная холодопроизводительность q0 = ia — /5. Дальнейший
расчет регенеративного цикла ничем не отличается от расчета обыч-
обычного цикла.
Если холодильная машина работает как тепловой насос, то вместо
Qo задаются тепловым потоком на конденсатор Q и тогда масса ра-
3* 67

бочего вещества, циркулирующего в машине, определяется по фор-
формуле
Ga =Q/q = Q/(i2 - /3), D.50)
где /2, /3 — энтальпия рабочего вещества на входе в конденсатор и
на выходе из него. ^
Дальнейший расчет ведется по уравнениям D.45)—-D.48).
Более сложным является вариант расчета цикла холодильной
машины с учетом влияния примеси масла к рабочему веществу [47 J.
Однако этот расчет дает незначительную поправку для основных
величин, характеризующих цикл и рассчитанных без учета при-
примеси масла [39].
1
I
/
/
К
\
К;ГК
Ро'.То
5
\
\
4
'•Л
7
§ 4.2. Циклы и принципиальные схемы
паровых многоступенчатых холодильных машин
Причины перехода к многоступенчатому сжатию. При понижении
температуры кипения или повышении температуры конденсации
рабочего вещества увеличивается степень повышения давления
pjpo н разность давлений рк — /?<>•
Это ведет к ухудшению объемных
и энергетических коэффициентов
компрессоров, что увеличивает ка-
капитальные и эксплуатационные за-
затраты на получение искусственно-
искусственного холода при использовании
одноступенчатых паровых холо-
холодильных машин.
Увеличение степени повышения
давления в компрессоре приводит
к росту температуры нагнетания,
что может вызвать недопустимые
температурные деформации, нри-
горание масла в нагнетательных
клапанах компрессора. Может возникнуть и крайне опасный слу-
случай — самовозгорание масла. С ростом степени повышения давления
уменьшается удельная холодоироизводительность цикла, что пока-
показано на рис. 4.12. В цикле 1—2—3—4 удельная холодопроизводи-
тельность q0 =r. ix — /4, в цикле 6—7—3—5 q'o = ц — 1Ь. Очевидно,
что q0 > q'o.
С ростом отношения рн/ре, как отмечалось в гл. 2, увеличиваются
необратимые потери при дросселировании, а также потери, связан-
связанные с отводом теплоты перегрева рабочего вещества.
Все перечисленные выше факторы являются причинами, по кото-
которым при pjpo ^ 8 необходимо переходить к многоступенчатому
сжатию. Однако это отношение не является строго постоянным и за-
зависит от конкретных условий: рабочего вещества, типа компрессора
и аппаратов, от температуры внешних источников.
68
Рис. 4Л2. Влияние степени повыше-
повышения давления на характеристики
цикла

Влияние многоступенчатого сжатия и дросселирования на необ-
необратимые потери в цикле. Как уже отмечалось выше, с повышением
отношения pjpo увеличиваются потери при дросселировании. Обра-
Образовавшийся при дросселировании пар, попадая в испаритель, не
производит полезного эффекта охлаждения, но на его последующее
сжатие в компрессоре приходится затрачивать работу. Более того,
этот нар ухудшает интенсивность процесса теплообмена при кипе-
кипении рабочего вещества, что, в свою очерель, приводит к росту необ-
необратимых потерь. Чем больше разность температур Тк — Го, тем
больше пара образуется при дросселировании и, следовательно, рас-
растет доля работы, затрачиваемой на сжатие этою пара. Поэтому тер-
термодинамически дросселирование целесообразно осуществлять не
в полном перепаде давлений от рк до /v а делить этот перепад на
несколько частей (рис. 4.13, а). Причем после каждой ступени дрос-
дросселирования необходимо осуществлять отбор пара, образовавшегося
* *А
6 Z
Рис. 4.13. Многоступенчатое сжатие и дросселирование в диаграммах s—Т
в процессе дросселирования, и сжимать его в компрессоре, как это
показано на рис. 4.14. Рассмотрим, как влияет ступенчатое дроссе-
дросселирование с отбором пара на работу сжатия рабочего вещества.
Разделим условно работу сжатия пара рабочего вещества на,две
части
где /еж — работа, затрачиваемая на сжатие пара рабочего вещества,
образовавшегося в процессе дросселирования (однократного или
многократного); Кж — работа, затрачиваемая на сжатие пара рабо-
рабочего вещества, образовавшегося при кипении в испарителе.
Сравним /сж при однократном и многократном дросселировании.
Если из конденсатора к первому дроссельному вентилю (рис. 4.13, а)
подводится 1 кг жидкого рабочего вещества в состоянии 3, то в ре-
результате первого дросселирования образуется хх кг пара, причем xL
значительно меньше, чем хА. Кроме того, сжатие х кг пара происхо-
происходит в меньшем интервале давлений и работа, затраченная на его сжа-
сжатие, оказывается равной хг (/^ — nj. Эта работа значительно
69

меньше работы, которую необходимо было бы затратить при сжатии
хг кг пара от давления р0 до рк. Кроме того, х кг пара охлаждается
после сжатия до температуры конденсации от состояния 2Ъ а не от
состояния 2, т. е. процесс теплообмена рабочего вещества с окружаю-
окружающей средой происходит при меньшей разности температур. Количе-
Количество теплоты, отводимой в этом процессе в окружающую среду,
меньше, что приводит к сокращению необратимых потерь в этом про-
процессе.
Рис. 4.14. Схема многоступенчатого сжатия и дросселирования
Ко второму дроссельному вентилю поступит уже не 1 кг жидко-
жидкости, а меньше — A — хг) кг и тогда после второго дросселя обра-
образуется количество пара, равное A—хх) х2. Хотя сжатие этого
пара происходит в несколько большем интервале давлений, чем
пара хъ все же работа, затраченная на его сжатие,—хг A —
— *i) fe — i\t) — будет значительно меньше, чем если бы это же
количество пара сжималось от состояния 1 до состояния 2У т. е.
в полном интервале давлений от р0 до р. В этом случае также сокра-
сокращаются необратимые потери при отводе теплоты перегрева.
Таким образом,
Ч (*2l - /ij + A - Хг) Х2 (/2l _ /lf)+...+ A _ *n-1) xn X
70

т. е. работа, затрачиваемая на сжатие пара, образовавшегося при
многократном дросселировании при его ступенчатом отводе и сжатии,
меньше работы, затрачиваемой на сжатие пара, образовавшегося при
однократном дросселировании.
Для того чтобы выяснить соотношение между работой /сЖ, затра-
затрачиваемой на сжатие рабочего вещества, образовавшегося при кипении
в испарителе при однократном и работой Гсж при ступенчатом дроссе-
дросселировании, необходимо определить, меняется ли количество жидко-
жидкости, поступающей в испаритель при разных способах дросселирова-
дросселирования, так как удельная работа сжатия от давления р0 до рк в обоих
случаях одинакова. Рассмотрим неравенство
A - хг)A - х2) A - *3).. .A - *n-i).O - хп) ^ 1 -** D.53)
В левой части этого неравенства — количество жидкого рабочего
вещества, поступающего в испаритель при ступенчатом дросселиро-
дросселировании; в правой части — количество жидкого рабочего вещества,
поступающего в испаритель при однократном дросселировании.
Если пренебречь кинетической энергией, которая уносится с па-
паром в каждый из компрессоров при промежуточном отборе, то сту-
ступенчатый процесс дросселирования по выходу жидкости может
рассматриваться как сумма дифференциальных процессов дроссе-
дросселирования но сравнению с интегральным процессом дросселирования
3—4 и, следовательно, неравенство D.53) обратится в равенство, т. е.
A - Xl) A - *2)A -*,).. .A - хп_г)A -хп) = 1- х4. D.54)
Расчеты, проведенные с учетом кинетической энергии, уносимой
паром при ступенчатом дросселировании, показали, что в этом слу-
случае левая часть рассматриваемого неравенства D.53) лишь незначи-
незначительно увеличивается по сравнению с правой частью, что, как пра-
правило, не имеет практического значения 147). Следовательно, работа
/еж, затрачиваемая на сжатие пара рабочего вещества, образовавше-
образовавшегося при кипении в испарителе в циклах при однократном и ступен-
ступенчатом дросселировании, одинакова. Так как 1'сж при ступенчатом
дросселировании в соответствии с формулой D.52) меньше, чем /сЖ
при однократном дросселировании, то работа, затрачиваемая на
сжатие рабочего вещества /сж в цикле со ступенчатым дросселирова-
дросселированием, будет меньше, чем в цикле с однократным дросселированием.
Рассмотрим, как влияет многоступенчатое сжатие на необрати-
необратимые потери при дросселировании. На рис. 4.13, б показан цикл
1—2—3—4 с однократным дросселированием. В этом цикле все про-
процессы, кроме процесса дросселирования 3—4, обратимы. Необрати-
Необратимые потери, связанные с процессом дросселирования, эквивалентны
площади 4—k—3—b—4.
Заменим однократное дросселирование двукратным. В этом
случае в конце первого процесса дросселирования C—с) образуется
хс кг пара, который отсасывается промежуточным компрессором.
Необратимые потери процесса дросселирования C—с) будут экви-
эквивалентны площади с—d—3—а. Оставшаяся после первого дроссели-
дросселирования жидкость в состоянии а дросселируется второй раз — про-
71

цесс а—7. Количество этой жидкости равно A — хс) кг. Необрати-
Необратимые потери, возникающие в процессе а—7 эквивалентны площади
7—е—а—Ь, у!множенной на A — хс). Таким образом, сумма необра-
необратимых потерь при двукратном дросселировании эквивалентна
ил. c—d—5—д+(пл. 7—е—а—Ь) A —хс). Так как хс < 1, то
эта суммарная площадь меньше площади 4—k—3~b—4. Следова-
Следовательно, при замене однократного процесса дросселирования много-
многократным с промежуточным отбором пара уменьшаются потери, воз-
возникающие при дросселировании.
Таким образом, при многократном дросселировании сокращается
работа сжатия рабочего вещества, сокращаются необратимые по-
потери: при теплообмене рабочего вещества и источника низкой тем-
температуры; при отводе теплоты перегрева; при дросселировании.
Циклы с однократным и многократным дросселированием рассма-
рассматриваются при одинаковых внешних источниках, поэтому работа
цикла-образца для них будет одинакова. Так как необратимые по-
потери цикла с многократным дросселированием меньше, чем в цикле
с однократным дросселированием, то коэффициент обратимости
Лобр = lm\J(Sm\n + 2 А/) цикла с многократным дросселированием
будет выше, чем в цикле с однократным дросселированием.
Выбор промежуточного давления. В циклах двухступенчатых
холодильных машин промежуточное давление рт влияет на их эко-
экономичность. Существует несколько способов выбора рт. Рассмотрим
некоторые из них. Промежуточное давление может выбираться из
условий наименьшей суммарной работы компрессоров /к [281. При
изоэнтроиных процессах сжатия в обеих ступенях суммарная работа
определяется по выражению
*-1
±± -1 г *-1
Рт \ k I , _*_ п „И / Pk \ *
D.55)
где Уве, t>lBc — удельные объемы рабочего вещества при всасывании
в первую и вторую ступени соответственно.
Если при всасывании в компрессор первой и второй ступеней
температура рабочего вещества одинакова и оно подчиняется зако-
законам идеального газа, можно записать, что pov]BC = pmv^c = RT9
'тогда
'к = jfZT RT \(Pm/po)ik-Wh + (pJPm)ik-l)/k - 21. D.56)
Для того чтобы определить рт> при koTopoiM /K имеет минимальное
значение, приравниваем производную от /к D.56) по рт к нулю
р4'-*> V"*"* - pT-k)lk\ Pm = V ал. D.57)
Рабочее вещество холодильных машин не является идеальным
газом и температура всасывания в первой и второй ступенях отли-
72

м ОПТ
Рт
Рт
Рис. 4.15. Определение оп-
оптимального промежуточного
давления
чаются, поэтому определение рт по выражению D.57) является
приближенным. Более точном является метод определения рт по
максимальному холодильному коэффициенту двухступенчатой холо-
холодильной машины. Для этого необходимо сначала определить рп
но выражению D.57) при заданных р{) и рк и найти холодильный
коэффициент цикла. Задаваясь значениями промежуточного давле-
давления больше и меньше рту определенного по выражению D.57), рас-
рассчитывают новые соответствующие значения холодильного коэффи-
коэффициента. После этого строят зависимость е = f (рт) (рис. 4.15) и по
этой зависимости определяют максимальное значение холодильного
коэффициента гтах. Промежуточное давление, соответствующее гтах,
является оптимальным для заданных /?0 и р1{.
Для упрощенных расчетов циклов
двухступенчатых холодильных машин
можно пользоваться выражением D.57),
для более точных расчетов необходимо
пользоваться методом определения Рт
по максимальному холодильному коэффи-
коэффициенту. Есть и другие способы определе-
определения р1П [6, 281.
Циклы и схемы двухступенчатых хо-
холодильных машин с однократным дрос-
дросселированием . Двухступен на тая холодиль-
холодильная машина со змеевиковым промежуточ-
промежуточным сосудом и неполным промежуточным
охлаждением. Принципиальная схема такой машины и цикл в тепло-
тепловых диаграммах показаны на рис. 4.16.
Рабочее вещество кипит в испарителе VIII (процесс 7/ —У),
сжимается в компрессоре первой ступени / (процесс 1—2)у охла-
охлаждается в промежуточном теплообменнике // (процесс 2—<?), затем
пар рабочего вещества в состоянии 3 смешивается с холодным паром
состояния §, идущим из промежуточного сосуда VI. После смешения
состояние рабочего вещества перед всасыванием в компрессор вто-
второй ступени /// определяется точкой 4. Далее рабочее вещество
сжимается в компрессоре второй ступени (процесс 4—5), охлаждается
и конденсируется в конденсаторе IV (процесс 5—5) и направляется
к промежуточному сосуду.
Перед промежуточным сосудом рабочее вещество делится на
два потока: большая часть рабочего вещества идет в змеевик про-
промежуточного сосуда, меньшая —дросселируется во вспомогатель-
вспомогательном дроссельном вентиле V (процесс 6—7) до промежуточного давле-
давления и поступает в промежуточный сосуд. В промежуточном сосуде
за счет разности плотностей жидкости и пара происходит разделение
влажного пара (состояние 7) на жидкость (состояние 9) и сухой насы-
насыщенный пар (состояние 8). Сухой насыщенный пар засасывается
компрессором второй ступени, а жидкость кипит (процесс 9 — 8)
за счет теплоты, отбираемой от жидкого рабочего вещества, идущего
по змеевику. Сухой насыщенный пар, образовавшийся при кипении
в процессе 9—5, отсасывается компрессором второй ступени. Жидкое
73

рабочее вещество, идущее по змеевику, при этом охлаждается (про-
(процесс 6—10) и затем дросселируется в основном дроссельном венти-
вентиле VII (процесс 10—И) до давления р0. После дросселирования
рабочее вещество поступает в испаритель, где кипит при давлении р0
и температуре То.
Для того чтобы рассчитать двухступенчатую холодильную ма-
машину со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным проме-
промежуточным охлаждением, необходимо прежде всего вписать никл
11
б/
1А
1 \ Ро
1«
Рк
Рт
;т0
;ТК 1
Рис. 4Л6. Схема н цикл двухсту-
двухступенчатой холодильной машины со
змеевиковым промежуточным со-
сосудом и неполным промежуточным
охлаждением
11
в тепловую диаграмму. Значения рю Тк и /?0, То определяются
в зависимости от внешних условий (или задаются). Промежуточное
давление рп1 определяется по методике, изложенной ранее. В точке /
рабочее вещество может быть сухим насыщенным или перегретым
(на 5—10 °С) паром. Температура рабочего вещества в точке 10
обусловливается недорекуиерадией в процессе охлаждения жидкости
в змеевике на 3—5 °С, т. е. /10 —tm = 3-^5 °С
Состояние рабочего вещества в точке 4 определяется из уравнения
смешения рабочего вещества, идущего из теплообменника // и из
промежуточного сосуда
G% = G]ai., + (Glal-Gla)i8; D.58)
U = is + GUh-~is)lGla1,. D.59)
74

где G\ Gla —массовый расход рабочего вещества первой и второй
ступеней.
Ga определяется по заданной холодопроизводительности,
Ga определяется из материального баланса промежуточного
сосуда
СУ = Gl + {Gll - (£) х7 + О; D.61)
где х-г —степень сухости пара в точке 7; G'a — масса рабочего ве-
вещества, испаряющегося в промежуточном сосуде, определяется
из уравнения
Ga(is-i<>) = Gl(is-il0). D.62)
Подставив в уравнение D.61) значение G'a из уравнения D.62)
и выразив х7 через энтальпии
х, = (h-WU-U), D.63)
получим
(Я=*01(и-ШЬ-Ь). D.64)
К такому же результату можно прийти, написав уравнение
теплового баланса промежуточного сосуда
GX = GUio + (Ga - Gla) is. . D.65)
После преобразования получим
Glal - Cj (U - kdRU - h) = Gl (i8 - /,e)/(/s - h) D.66)
или
G]J = Qo (is - iioVUh - in) (is - h)l D-67)
После определения энтальпий в узловых точках цикла опреде-
определяют теоретические объемные производительности компрессоров
первой и второй ступеней:
Vх - GkiA1; V11 = GJV*", D.68)
где vx и и4—удельные объемы рабочего вещества при всасывании
в компрессоры- первой и второй ступеней; X1, Xй — коэффициенты,
учитывающие объемные потери в компрессорах первой и второй
ступеней.
Теоретическая работа, затрачиваемая в компрессорах первой
и второй ступеней La и L", определяется по уравнениям:
Li = Gi (f2 — «0; til = Gll(U-Q D.69)
Холодильные коэффициенты теоретического и действительного
циклов (ет и ед) определяются по выражениям:
iVrf1), D.70); D.71)
75

где r]J и л" — коэффициенты, учитывающие энергетические потери
компрессоров первой и второй ступеней.
Двухступенчатая холодильная машина со змеевиковым проме-
промежуточным сосудом и полным промежуточным охлаждением. Отли-
Отличие этой схемы (рис. 4.17) от предыдущей состоит в том, что рабочее
вещество первой ступени после охлаждения в промежуточном холо-
холодильнике // направляется в промежуточный сосуд VI, где охла-
охлаждается до состояния сухого насыщенного пара (точка 4) и затем
Рис. 4.17. Схема и цикл двух-
двухступенчатой холодильной ма-
машины со змеевиковым проме-
промежуточным сосудом и полным
промежуточным охлаждением
поступает в компрессор второй ступени ///. Таким образом, если
через компрессор первой ступени /проходит Gla (кг) рабочего веще-
вещества, то через компрессор второй ступени проходит Gj (кг) рабочего
вещества
GiI=Gi + (GiI-G(l)x7 + Ge -|-С; ' D.72)
где (G]al—Ga) x7—масса пара, образовавшегося при дросселирова-
дросселировании рабочего вещества во вспомогательном дроссельном вентиле V;
G'a — масса пара, образовавшегося в промежуточном сосуде при
подводе теплоты от жидкости, идущей по змеевику; G"a —масса
пара, образовавшегося в промежуточном сосуде при подводе теплоты
от горячих паров рабочего вещества первой ступени.
Тепловой расчет двухступенчатой холодильной машины со змееви-
змеевиковым промежуточным сосудом и полным промежуточным охлажде-
охлаждением ведется по следующей методике. При заданной холодопроиз-
76

водительностп Qo и внешних условиях определяются Тк и То.
Состояние рабочего вещества в точках 1 и 9 определяется в соответ-
соответствии с рекомендациями для предыдущей схемы. Массовый расход
рабочего вещества первой ступени
Gi = Qo/tfi-*io). D.73)
Массовый расход рабочего вещества второй ступени Gla определяется
нз теплового баланса промежуточного сосуда
откуда
Gla] /0 + Glk = Gli9 + Gl]U, D.74)
Gla] = Gl (/з - i9)/(U - h) = Gl (i3 - i9)/(iA - i7). D,75)
Определение l/TI Lai e ведется в соответствии с методикой для
предыдущей схемы [см. формулы D.68) —D.72) ].
В духступенчатых холодильных машинах со змеевиковым про-
промежуточным сосудом в качестве рабочего вещества чаще всего при-
применяется аммиак.
Двухступенчатая холодильная машина с теплообменниками.
В двухступенчатой холодильной машине, схема и циклы- которой
показаны на рис. 4.18, в качестве рабочего вещества применяются
хладоны (чаще всего хладон R22). Рабочее вещество сжимается
компрессором первой ступени / (процесс /—2), охлаждается в про-
промежуточном холодильнике // (процесс 2—3) и направляется во
вторую ступень. Перед компрессором второй ступени /// нар, иду-
идущий из промежуточного холодильника, смешивается с холодным
паром (состояние //), который поступает из жидкостного теплооб-
теплообменника VI. Рабочее вещество в результате смешения охлаждается
до состояния, характеризуемого точкой 4. Таким образом, в компрес-
компрессоре второй ступени сжимается большее по массе количество рабочего
вещества, чем в компрессоре первой ступени. После сжатия во
второй ступени (процесс 4—5) рабочее вещество охлаждается и кон-
конденсируется в конденсаторе IV (процесс 5—6). Далее жидкое рабочее
вещество поступает в нарожидкостнои теплообменник I7, где охла-
охлаждается (проносе 6—7) холодным паром рабочего вещества, идущего
из испарителя IX. Затем рабочее вещество направляется в жидкост-
жидкостной теплообменник VI, где охлаждается (процесс 7—8). Охлаждение
происходит за счет теплообмена с кипящей жидкостью, дросселируе-
дросселируемой через вспомогательный дроссельный вентиль VII (процесс 8—10).
Большая часть рабочего вещества дросселируется в основном дрос-
дроссельном вентиле VIII (процесс 8—9) и поступает в испаритель, где
кипит (процесс 9—12) за счет теплоты источника низкой температуры.
Из испарителя нар рабочего вещества поступает в парожидкост-
ной теплообменник, где нагревается (процесс 12—1) за счет теплоты,
отбираемой от жидкого рабочего вещества, идущего из конденсатора,
и затем поступает в компрессор первой ступени. Пар, образовав-
образовавшийся в жидкостном теплообменнике, смешивается с рабочим веще-
веществом, идущим из компрессора первой ступени и поступает в ком-
компрессор, второй ступени.
77

Как следует из описания работы машины, теплообменники паро-
жидкостной и жидкостной служат прежде всего для охлаждения
жидкого рабочего вещества перед дроссельным вентилем, что сокра-
сокращает необратимые потери, связанные с дросселированием, и повы-
повышает удельную массовую холодопроизводительность цикла. Нагрев
пара в парожидкостном теплообменнике (в том случае, если компрес-
компрессор поршневой) гарантирует защиту компрессора первой ступени
ог гидравлического удара и повышает его объемные и энергетические
коэффициенты.
Рис. 4.18, Схема и
цикл двухступен-
двухступенчатой холодильной
машины с теплооб-
теплообменниками
8А10
/\
/ s
Рв:
•\1
/Л
То
V
ih
г
Т*с
1
Via
Рк
-
12 <
У
Лг
7 \
Для теплового расчета двухступенчатой холодильной машины
с теплообменниками необходимо вписать ее цикл в диаграмму.
Как уже отмечалось, давление конденсации рк и давление кипения р0
определяются по внешним источникам, затем находится промежу-
промежуточное давление рт. Точки 12 и И ставятся на правой пограничной
кривой при давлении р0 и рт соответственно либо задавшись неболь-
небольшим перегревом B—3 °С). Температурой всасывания в компрессор
первой ступени задаются {t{ & О °С) из условия обеспечения высо-
высокого перегрева. Положение точек 2 и 5 определяется пересечением
соответствующих адиабат и изобар. Температура в точке 3 опреде-
78

ляется из условия возможности охлаждения рабочего вещества водой
в промежуточном холодильнике (/:} ^ 30—35 иС).
Состояние точки 6 принимается на левой пограничной кривой
при давлении р либо с небольшим переохлаждением B—3 СС). Тем-
Температура точки 8 определяется недорекуперацией на холодном
конце жидкостного теплообменника Т"я = Тт + 5.
Для определения массы рабочего вещества С" необходимо соста-
составить тепловой баланс системы, состоящей из теплообменников (паро-
жидкостного и жидкостного) и вспомогательного дроссельного
вентиля. В указанную систему входит жидкое рабочее вещество
в количестве G" с температурой 70 и пар рабочего вещества в коли-
количестве G\ с температурой 7\2. Из системы выходит жидкое рабочее
вещество в количестве G\ с температурой 7Я, пары рабочего веще-
вещества — в количестве G"—Gla с температурой Тп и G\ с температу-
температурой Т{.
Уравнение теплового баланса системы будет иметь вид
Ga *6 ~\~ Gain ^ GJs ~Ь (Ga — Ga) in -j- Gaix> (^*76)
откуда
Oj1 _Gl 1*ч-**>-<Н-Ы . D.77)
При заданной холодопроизводительности Qo
Gla = Qo/(/12 — /9), D.78)
тогда
a = Уо~7]—_ . v ((——j~)' D.7У)
Состояние рабочего вещества в точке 7 определяется из теплового
баланса парожидкостного теплообменника
Состояние рабочего вещества при всасывании в компрессор вто-
второй ступени (точка 4) рассчитывается из уравнения смешения
Gif8 + (aiI-Cl)in = Ci1f4. D.81)
Далее можно определить работу, объемную производительность
компрессоров первой и второй ступеней |см. формулы D.69)—D.72) К
Холодильный коэффициент теоретического и действительного
циклов
р ?£ *12— <9 . {Л ДО\
D.83)
79

Двухступенчатая холодильная машина с промежуточным отбором
пара с одноступенчатым винтовым компрессором. Подобная схема
двухступенчатой холодильной машины (рис. 4.19) появилась срав-
сравнительно недавно. В этой схеме применяется винтовой компрес-
компрессор /. Рабочее вещество в состоянии / заполняет рабочую полость
винтового компрессора, которая после этого отсоединяется от окна
всасывания. Затем за счет уменьшения объема рабочей полости
происходит повышение давления находящегося там рабочего ве-<
щества. В тот момент, когда давление в рабочей полосги достигает
7
I
/
/
4
i
V
в
Pk'Jk
Рт.:
Pol
VI
л)
9\
To
\
\
1
A
\
7 5/ pK;TK
J,
Y \ PmlTnv I /n
1 \ Po'.To 1/
Is r
Рис. 4.19. Схема и цикл двухсту-
двухступенчатой холодильной машины с
промежуточным отбором пара с од-
одноступенчатым винтовым компрес-
компрессором
значений рт (процесс сжатия /—2), она соединяется с окном, через
которое в полость поступает пар рабочего вещества состояния 9
из теплообменника IV. В результате смешения получается пар состоя-
состояния 3, который далее сжимается в этой же полости до состояния 4
(процесс 3—4).
После конденсатора // жидкое рабочее вещество делится на
два потока: меньшая часть дросселируется во вспомогательном
дроссельном вентиле /// (процесс 5—6) и поступает в межзмееви-
ковое пространство теплообменника /К, большая часть идет по
змеевику теплообменника и охлаждается (процесс 5—7) в результате
теплообмена с кипящим в межзмеевиковом пространстве при темпе-
температуре Т1П и давлении р1П рабочим веществом, пар которого затем
поступает в компрессор.
Охлажденная жидкость дросселируется в основном дроссельном
вентиле V (процесс 7—8) и поступает в испаритель VI. Таким обра-
образом, в рассматриваемой схеме двухступенчатое сжатие рабочего
вещества с промежуточным охлаждением за счет холодного пара,
поступающего из теплообменника, происходит в одном компрессоре.
В остальном данная схема ничем не отличается от обычной схемы
80

двухступенчатой холодильной машины с однократным дросселиро-
дросселированием и промежуточным отбором пара,
. Состояние рабочего вещества в точке 5 определяется из уравне-
уравнения смешения
GlJ 1Я = Glai2 + (GEJ - Gi) i9. D.84)
Массовый расход рабочего вещества Gi при заданной холодо-
производительности определяется так же, как в предыдущих схемах.
Gla может быть определено из теплового баланса теплообменника
Glalib^Glh + (Gla]-Gla)i9> D.85)
откуда
Gll = Gla (i, - h)/(h - k) = GlQ (i, - h)!{h - h)\ D.86)
GlJ = Qo (/. - hVWi - is) (h - U)]. D.87)
Состояние рабочего вещества в точке 7 определяется из условия
недорекуперашш на холодном конце теплообменника на 3—5 °С.
Таким образом, зная Gla, GlJ и состояние рабочего вещества во всех
узловых точках цикла, можно сделать тепловой расчет холодильной
машины.
На рис 4.19 показаны теоретические процессы сжатия п винтовом
компрессоре. В действительности существуют потери давления
в трубопроводе, соединяющем теплообменник и компрессор. Окно,
через которое поступает рабочее вещество из теплообменника в ком-
компрессор, также обладает сопротивлением, поэтому давление рт
всегда должно быть несколько больше, чем давление рабочего ве-
вещества в точке 2. Сжатие рабочего вещества до давления рт происхо-
происходит при постоянном объеме, что энергетически менее выгодно, чем
внутреннее сжатие (при изменении объема). Это несколько ухуд-
ухудшает экономичность компрессора, однако промежуточное охлажде-
охлаждение благоприятно сказывается на объемном и энергетическом КПД
винтового компрессора.
Как показали исследования, проведенные совместно ВНИИхолод-
машем и Казанским СКВ по компрессоростроению* холодильная
машина с системой «экономайзер» имеет значительные преимущества
по сравнению с одноступенчатым сжатием 15].
Все приведенные выше двухступенчатые холодильные машины
по своим энергетическим показателям превосходят одноступенчатые.
В двухступенчатой холодильной машине с промежуточным холо-
холодильником это происходит благодаря охлаждению рабочего вещества
' перед всасыванием в компрессор второй ступени, в остальных двух-
двухступенчатых холодильных машинах — вследствие охлаждения пара
рабочего вещества перед компрессором второй ступени и охлаждения
жидкого рабочего вещества перед дросселированием. Однако при
двухступенчатом сжатии можно еще повысить энергетическую эф-
эффективность машины, применив двухкратное дросселирование рабо-
рабочего вещества, поступающего в испаритель. Это используется в схе-
схемах, рассматриваемых ниже.
8(

Циклы и схемы двухступенчатых холодильных машин с двух-
двухкратным дросселированием. Двухступенчатая холодильная машина
с неполным промежуточным охлаждением. Схема и цикл в тепловых
диаграммах такой холодильной машины показаны на рис. 4.20.
Рабочее вещество после сжатия в компрессоре первой ступени /
(процесс 1—2) и охлаждения в промежуточном холодильнике //
(процесс-2—3) поступает на всасывание в компрессор второй сту-
ступени ///, где смешивается с холодным паром рабочего вещества,
Рис. 4.20. Схема и цикл двухсту-
двухступенчатой холодильной машины с
двухкратным дросселированием и
неполным промежуточным охлажде-.
ни ем
идущего из промежуточного сосуда. В результате смешения рабочее
вещество первой ступени охлаждается до состояния 4, всасывается
компрессором второй ступени, сжимается (процесс 4—5) и после
охлаждения и конденсации в конденсаторе IV (процесс 5—6) дрос-
дросселируется в первом дроссельном вентиле V (процесс 6—7). В от-
отличие от схем с однократным дросселированием, в этой схеме, как
и в других схемах с двухкратным дросселированием, дросселируется
все рабочее вещество, а не меньшая его часть, как в схемах с одно-
однократным дросселированием.
В промежуточном сосуде VI за счет разности плотностей проис-
происходит разделение влажного пара, полученного в конце процесса
дросселирования, на жидкость состояния 9 в количестве Ga и пар
82

в состоянии 8 в количестве (Gla{ — Gl). Пар идет, иа всасывание
в компрессор второй ступени, где смешивается с рабочим веществом,
идущим из первой ступени. Жидкость направляется ко второму дрос-
дроссельному вентилю VII, дросселируется в нем (процесс 9—10) и по-
поступает в испаритель VIII, где кипит за счет теплоты, подводимой
от источника низкой температуры (процесс 10—1). Образовавшийся
пар рабочего вещества отсасывается компрессором первой ступени,
поддерживая в испарителе постоянное давление кипения pQ.
Материальный баланс промежуточного сосуда имеет вид
Gl'=Gl-\-Gllx7. D.88)
Для теплового расчета цикла по заданной холодопроизводитель-
ности Qo определяется массовый расход рабочего вещества первой
ступени G\
Gi = Qo/('Wio). D.89)
Массовый расход рабочего вещества второй ступени G" определяется
по тепловому балансу промежуточного сосуда
-GDis,. D.90)
откуда
Gl1 = Gl (is - hWs - h) = Gi (k - hWs - «. D-91)
Состояние рабочего вещества в точке 4 определяется из уравнения
смешения рабочего вещества перед всасыванием во вторую ступень
GlaX = Glai3 + (G?-Gla)is. D.92)
Определив узловые точки цикла Gla и GlJ, можно сделать полный
тепловой расчет холодильной машины по уравнениям D.68)—D.71).
Двухступенчатая холодильная машина с полным промежуточным
охлаждением. Отличие схемы с полным промежуточным охлаждением
(рис. 4.21) от предыдущей состоит в том, что рабочее вещество после
промежуточного холодильника // поступает в промежуточный со-
сосуд VI, где охлаждается до состояния сухого насыщенного пара
при непосредственном контакте с кипящим при температуре Тт
жидким рабочим веществом. Масса выкипающей при этом жидкости
равна Ga.
Для машины с полным промежуточным охлаждением материаль-
материальный баланс промежуточного сосуда имеет вид
Gll = Gla + Glalx7 + Gl\ D.93)
(Га можно определить из уравнения
uft-W-Gift-tf, D.94)
где &а = Qo/ih—ig).
83

Массовый расход рабочего вещества второй ступени, G),v, опреде-
определяется, как и в предыдущей схеме, из теплового баланса промежу-
промежуточного сосуда
Glllu + Glh = Gils + GlJ tAf D.95)
откуда
Gll = Gl (h - h)/(h - h) = Qo (h - isVKii - W (U - h)l D.96)
Таким образом, определив G[a и Gla\ а также состояние рабочего
вещества в узловых точках циклов, можно сделать расчет холодиль-
холодильной машины.
Рис. 4.21. Схема и цикл
двухступенчатой холо-
холодильной машины с двух-
двухкратным дросселирова-
дросселированием и полным промежу-
промежуточным охлаждением
A
/ 9
1
\
V
7
Pm
Pol
r.y
:r\
To
I
\
2 T
1
N.
Энергетическая эффективность циклов с неполным G—2—3—4—
5—7—8—9—12—13) и полным A—2—6—7—8—9—12—13) проме-
промежуточным охлаждением (рис. 4.22) определяется из уравнения их
холодильных коэффициентов е„ и е„:
h — Чз
н~
п ~ Vt ~ h) + (H - in) <<» - «e)/(«. - '.) *
Рассматривая неравенство
■+ (*«-*«) (h-ieWb-h),
84

получим
D.97)
Таким образом, энергетическая эффективность реальных циклов
зависит не только от внешних условий и режима работы, но и от
термодинамических свойств рабочего вещества.
Как было показано в гл. 3, рабочие вещества с высокой молеку-
молекулярной массой обладают тем свойством, что необратимые потери
при отнятии теплоты перегрева у них меньше, чем у низкомолекуляр-
низкомолекулярных рабочих веществ, поэтому некоторый перегрев при всасывании
может несколько увеличить холодильный коэффициент е„.
Для низкомолекулярных рабочих веществ, например для аммиака,
на практике применяются машины с полным промежуточным охла-
охлаждением. При рассмотрении этого
вопроса необходимо также иметь
в виду, что в действительных схе-
схемах машин при полном промежу-
промежуточном охлаждении в промежуточ-
промежуточном сосуде во всасывающем
трубопроводе все равно происходит
подогрев рабочего вещества.
Сравнение циклов с однократ-
однократным дросселированием 1—2—6—
7—8—10—11—1 и цикла с двух-
двухкратным дросселированием 1—2—
6-7—8—9—12—13—1 (рис. 4.22)
показывает, что в первом цикле
появляются дополнительные не-
необратимые потери, связанные с
наличием конечной разности температур в процессе теплообмена
жидкою рабочего вещества, идущего по змеевику, и кипящей жид-
жидкостью, что приводит к увеличению работы цикла.
Двухступенчатая холодильная машина с двумя испарителями.
Схема такой машины показана на рис. 4.23. Отличие этой схемы
состоит в том, что часть рабочего вещества GUP после промежуточ-
промежуточного сосуда VI направляется во второй испаритель VII. Рабочее
вещество в Этом испарителе кипит при температуре Тт и давлении рт
за счет теплоты второго источника низкой температуры. Температура
кипения То ниже, чем температура кипения Тт. Пар рабочего ве-
вещества, образовавшийся во втором испарителе (состояние 5), сме-
смешивается с паром рабочего вещества GlQy идущего из первой ступени
в состоянии 3, и направляется в промежуточный сосуд. После сме-
смешения состояние рабочего вещества будет характеризоваться точ-
точкой 4 и определяться из уравнения смешения
Gi/, + Giipf5 = (Gi + G2p)^ . D-98).
G[a и GSP определяются из заданных значений холодопроизводитель-
ности первого испарителя Qo и второго Q'Q. В промежуточном сосуде
85
Рис. 4.22. Циклы двухступенчатых
холодильных машин с неполным
и полным промежуточным охлажде-
охлаждением

происходит охлаждение паров рабочего вещества Ga и С"р до со-
состояния 5 за счет теплообмена с рабочим веществом, кипящим в про-
промежуточном сосуде. При кипении образуется G"Q пара. Из промежу-
промежуточного сосуда весь пар засасывается компрессором второй ступени.
Материальный баланс промежуточного сосуда таков:
Gll = Glalx8 + Gl + <SP + Gl D.99)
Рис. 4.23. Схема и цикл
двухступенчатой холо-
холодильной машины с двумя
испарителями
Тк
7i ft; г, /
A. -Л
A 8
/ \ PclTo
4
h
4
gL
Д
/ 10
A
8
j
p*;
Pml
Oo,'T0
TK
-K\
n
SG
Массовый расход рабочего вещества GlJ определяется из теплового
баланса промежуточного сосуда
Gah + (<Й + G?) и = (Gla + О?) k + Gl'U, D.100)
откуда
Glal = (Gla
- h)lih - h).
D.10!)
Холодильная машина с пароструйным аппаратом. Нижняя гра-
граница диапазона температур кипения в компрессорных паровых холо-
холодильных машинах определяется давлением около 0,01 МПа, что
для R22, например, соответствует температуре кипения 193 К.
С применением пароструйного аппарата (эжектора) можно полу-
получить давление в испарителе 0,002 МПа и температуру для хладона
R22 173 К 17]. Главное преимущество пароструйного аппарата
состоит в том, что с понижением давления его рабочие коэффициенты
86

не ухудшаются. Кроме того, в пароструйном аппарате нет движу-
движущихся частей. Простота — его второе преимущество.
Рассмотрим простейшую схему паровой холодильной машины
с одноступенчатым компрессором и пароструйным аппаратом, по-
показанную на рис. 4.24.
Для работы пароструйного аппарата пар рабочего вещества
в состоянии 4 отбирается после компрессора // в количестве GTa
и направляется в сопло пароструйного аппарата /. Иногда отбор
пара осуществляют из верхней части конденсатора ///. Это отно-
относится, в основном, к аммиачным холодильным машинам, так как
J р«;тк\л
7/ \ Рп',Тт\
As з
/ \ Ро',То
4
А
U
/8 Ьа\
Рис. 4.24. Схема и цикл холодильной машины с одноступенчатым компрессором
и пароструйным аппаратом
подача в пароструйный аппарат горячего пара после компрессора*
может привести к значительному повышению температуры нагнета-
нагнетания. В сопле скорость пара возрастает до критических и сверх крити-
критических значений. При расширении (процесс 4—Ь) давление рабочего
вещества снижается от рк до р0.
В камеру смешения холодный пар подсасывается из испари-
испарителя VII Ga. В камере смешения холодный пар из испарителя (со-
(состояние 1) смешивается с паром, идущим из сопла (состояние Ь).
В результате смешения образуется смесь, которая характеризуется
точкой а. Далее смесь сжимается в диффузоре до давления рт (про-
(процесс а—с). Пар в состоянии с поступает в промежуточный сосуд V,
охлаждается там и в состоянии 3 всасывается компрессором. Из про-
промежуточного сосуда в компрессор также идет пар, который образо-
образовался в результате кипения жидкого рабочего вещества (за счет
подвода теплоты от паров, идущих из пароструйного аппарата),
а также пар, образовавшийся при первом дросселировании. В ком-
компрессоре рабочее вещество сжимается (процесс 3—4)у после чего
часть рабочего вещества направляется к пароструйному аппарату,
а другая часть конденсируется и направляется в промежуточный
сосуд и далее — в испаритель. К промежуточному сосуду возможно
подключение второго испарителя, как это показано *на рис. 4.23.
87

Тепловой расчет холодильной машины с пароструйным аппара-
аппаратом приведен в специальной литературе [7, 36].
Пароструйные аппараты устанавливают на всасывающих трубо-
трубопроводах камерных приборов охлаждения в каждой камере. При
загрузке отепленных продуктов в какую-либо из камер в работу
включается пароструйный аппарат, температура кипения при этом
понижается на 6—10 °С, в остальных камерах она остается прежней.
Зто оказывается более выгодным, чем снижение температуры кипе-
кипения во всех камерах.
Циклы и схемы трехступенчатых холодильных машин. Трех-
Трехступенчатая холодильная машина с полным промежуточным охла-
5 А 7
Та.6
I
Рис. 4.25. Схема и цикл трехсту-
трехступенчатой холодильной машины
ждением. Эти машины распространены значительно меньше, чем
двухступенчатые и применяются в основном в химической про-
промышленности, для испытаний приборов или изделий при низких
температурах. Принципиальная схема и цикл трехступенчатой
холодильной машины с полным промежуточным охлаждением пока-
показана на рис. 4.25.
Сухой насыщенный пар, образовавшийся в испарителе XI, сжи-
сжимается в компрессоре первой ступени / (процесс 1—2) и направ-
направляется в первый промежуточный сосуд IX, где он охлаждается до
состояния 3 и направляется в компрессор второй ступени //.
Охлаждение происходит в результате теплообмена с жидким
рабочим веществом, которое находится в промежуточном сосуде
при температуре Т'т* Жидкое рабочее вещество при этом кипит,
образовавшийся при кипении пар отсасывается компрессором вто-
второй ступени. При дросселировании в дроссельном вентиле VIII
(процесс 10—11) часть жидкого рабочего вещества переходит в пар,
который также отсасывается компрессором второй ступени. После
сжатия в компрессоре второй ступени (процесс 3—4) рабочее ве-
88

щество охлаждается в промежуточном холодильнике /// (процесс
4—5) и поступает во второй промежуточный сосуд VII, в котором
происходят такие же процессы, как и в первом. После сжатия в ком-
компрессоре' третьей ступени IV (процессы 6—7) рабочее вещество
направляется в конденсатор V, где охлаждается и конденсируется
(процесс 7—8). Затем жидкое рабочее вещество дросселируется
в дроссельном вентиле VI (процесс 8—9) и в дроссельном вентиле VIII щ
(процесс 10—11). Далее, пройдя дроссельный вентиль X (про-
(процесс 12—13), рабочее вещество попадает в испаритель X/, где оно
кипит (процесс 13—1).
Охлаждение рабочего вещества перед всасыванием в компрессоры
второй и третьей ступеней может быть неполным. Степень охлаждения
зависит от конкретных внешних условий, рабочего вещества, типа
компрессоров и т. п. Рабочее вещество, поступающее в компрессор
первой ступени, также может находиться в перегретом состоянии.
При заданной холодопроизводителыюсти Qo и внешних условиях
определяются значения /?к и /?0. Промежуточные давления рт и р'т
выбираются из условий примерно одинаковых отношений давлений
в ступенях:
. D Л 02)
откуда
Pm^VrfPo, Pm = VJ«pl D.103); D.104)
Дальнейший расчет трехступенчатой холодильной машины ана-
аналогичен расчету двухступенчатой холодильной машины с двух-
двухкратным дросселированием.
Трехступенчатая холодильная машина для получения сухого
льда. Рабочее вещество в этой машине совершает разрывной цикл
(квазицикл). При этом из машины рабочее вещество — двуокись
углерода — выводится не в жидком, а в твердом состоянии. Объяс-
Объясняется это тем, что углекислота по своим свойствам в жидком со-
состоянии может находиться только при условии, если ее температура
будет выше 216,6 К при давлении 0,53 МПа. При указанной тем-
температуре и давлении углекислота может находиться одновременно
в трех фазах: жидкой, газообразной и твердой. Если температуру
и давление несколько увеличить, то углекислота будет находиться
только в двух фазах: жидкой и газообразной. Таким образом, при
температурах выше 216,6 К углекислота может применяться как
рабочее вещество паровой холодильной машины. При давлении
и температуре более низкой, чём в тройной точке, углекислота
находится только в твердом и газообразном состоянии.
Итак, если жидкую углекислоту дросселировать до давления
ниже 0,53 МИа (например, до атмосферного), то полученную твер-
твердую углекислоту можно выводить из машины и использовать для
охлаждения вне машины, заменяя выведенное количество твердой
углекислоты газообразной. В результате дросселирования жидкой
углекислоты до атмосферного давления образуется большое коли-
количество лара. Этот пар возвращается в машину, ""
89

Рассмотрим подробнее работу углекислотой машины (рис. 4.26).
Если предположить, что 1 кг жидкой углекислоты дросселируется
в первом дроссельном вентиле VII (процесс 9—10), то в конце про-
процесса дросселирования образуется влажный пар, который в первом
промежуточном сосуде VIII разделяется на х10 кг сухого насы-
насыщенного пара в состоянии 11 и 1 — х10 кг жидкости в состоянии 12.
Образовавшийся пар поступает на всасывание в компрессор высокоц,
т п s
Рис. 4.26. Схема и цикл утлекислотиой холодильной машины
ступени V, где после смешения с двуокисью углерода, идущей из
средней ступени ///, сжимается и поступает в конденсатор VI.
Жидкость из первого промежуточного сосуда дросселируется во
втором дроссельном вентиле IX (процессе 12—13). Образовавшийся
при дросселировании пар в количестве A — х10) хп кг направляется
в среднюю ступень (состояние пара определяется точкой 14). Жид-
Жидкость, состояние которой характеризуется точкой 15, в количестве
A _ ^о) A — *13) кг дросселируется в третьем дроссельном вен-
вентиле XI (процесс 15—16), при этом образуется A — х10) A — *1з)*1б кр
90

пара в состоянии /7, который идет на всасывание в компрессор низ-
низкой ступени /, и A — х10) A — х18) A — х16) кг твердой углекислоты
в состоянии 18, которая выводится из машины с помощью сепа-
сепаратора XIL
На всасывание компрессора низкой ступени добавляется
A — xi0) A — xVd) (I — х1ь) кг пара извне, взамен удаленной твердой
фазы. Количество углекислоты, поступающей на всасывание в ком-
компрессор низкой ступени, определяется из уравнения
+ A - *i.) A - *1з) хи = A - х10) A - х1г). D.105)
Состояние углекислоты при всасывании в компрессор низкой
ступени (точка /) определится из уравнения смешения
A - х10) A - х13) h = A - х10) A - xi3) A - х1в) t0 +
+ A-*юH - х13) хп1гъ D.106)
откуда
h = *о - хи (/0 - *„). D.107)
Аналогично можно определить состояние углекислоты в точ-
точках 4 и 7.
Энергетическую оценку разрывного цикла определяют, как пра-
правило, не по холодильному коэффициенту, а по затрате работы для
получения 1 кг твердой углекислоты (коэффициент М)
АЛ
Циклом-образцом для получения твердой углекислоты будет
цикл 0—k—18—17—0. Исходя из теплового баланса цикла /min ==»
= q—q0 зная, что q со пл. п—0—k—m, a q0 со пл. п—0—17—18—ту
получим
inun = (So- sh) То. с - (/о - tie), D.109)
тогда
=т&£=Ъ=пЗ' DЛ10)
Коэффициент обратимости
ЛобР-Л1Ш0. D.111)
Разомкнутый цикл является самым распространенным для полу-
получения сухого льда. Однако в настоящее время на кафедре холодиль-
холодильных машин ЛТИХП разработан принципиально новый способ полу-
получения твердой углекислоты с применением газовых холодильных
машин, который имеет ряд преимуществ по сравнению с традицион-
традиционными способами.
Циклы и схемы каскадных холодильных машин. В каскадных
холодильных машинах используется два (или несколько) рабочих
91

вещества. Одно из них — рабочее вещество высокого давления
(низкотемпературное рабочее вещество). Это связано с тем, что
теоретический объем компрессора, работающего при низком давле-
давлении, значительно больше, чем у компрессора, работающего при
более высоком давлении. Так, например, в двухступенчатых холо-
холодильных машинах Vt/W = 3-М и чем ниже давление, тем больше
V't, а это ведет к росту капитальных затрат, повышает мощность
трения компрессора. Кроме того, при понижении давления всасы-
всасывания газодинамические потери в клапанах становятся соизмеримы
с работой сжатия компрессора. Это также ухудшает энергетическую
эффективность холодильной машины. Одним из методов снижения VT
A
"i
. Г
/ V
\ Pi'Jo6 V
4
6
12
\
Рис. 4.27. Схема и цикл простейшей каскадной холодильной машины
компрессоров низкой ступени, снижения мощности привода ком-.
прессоров является использование рабочих веществ высокого давле-
давления, таких, как хладенi R13, хладон R14, этан и др. Однако при тем-
температуре окружающей среды давление конденсации у таких рабочих
веществ чрезмерно высоко и использование их в циклах двухступен-
двухступенчатых или трехступенчатых холодильных машин затруднительно.
Поэтому такие рабочие вещества применяют только в каскадных
холодильных машинах.
Простейшая каскадная холодильная машина. Схема и цикл
такой холодильной машины показаны на рис. 4.27. Машина состоит
из двух одноступенчатых машин, называемых нижней и верхней
ветвью каскада. В нижней ветви каскада используется рабочее
вещество высокого давления, которое, получая теплоту в испари-
испарителе VII от источника низкой температуры, кипит (процесс 4—/),
пар сжимается в компрессоре / (процесс 1—2), охлаждается и кон-
конденсируется в конденсаторе-испарителе V (процесс 2—3)у а затем-
дросселируется в дроссельном вентиле VI (процесс 3—4). Теплота
конденсации рабочего вещества нижней ветви каскада отбирается
рабочим веществом холодильной машины верхней ветви каскада —
как правило, это рабочее вещество среднего давления, которое кипит
92

в конденсаторе-испарителе. Пар рабочего вещества верхней ветви
каскада сжимается компрессором // (процесс 5—6), затем рабочее
вещество верхней ветви каскада направляется в конденсатор ///
(процесс 6—7), дросселируется в дроссельном вентиле IV (про-
(процесс 7—8) и поступает в конденсатор-испаритель. Таким образом,
рабочее вещество в машине нижней ветви каскада совершает цикл
1—2—3—4, а в машине верхней ветви каскада — цикл 5—6—7—8,
и эти машины объединяются конденсатором-испарителем.
Как правило, рабочим веществом нижней ветви каскада яв-
является R13, поэтому во время стоянки машины, когда температура
всех ее частей сравняется с температурой окружающей среды,
•значительно повышается давление во всех элементах машины (при
25 °С давление насыщенных паров R13 составляет 3,62 МПа). Для
предотвращения от чрез!мерного повышения давления в холодильной
машине нижней ветви каскада к системе подключают расширитель-
расширительный сосуд VIII, рассчитанный так, чтобы при остановке машины
давление во всех элементах машины не превышало расчетного пре-
предельного значения.
Сравнивая эффективность каскадных и двухступенчатых холо-
холодильных машин, следует отметить, что если бы в обеих ветвях каскада
циркулировало одно и то же рабочее вещество, а перепад температур
составлял бы Тн— Го = 0 (это возможно только при бесконечно боль-
большой поверхности теплообмена конденсатора-испарителя), то такая
каскадная машина была бы термодинамически равноценна двух-
двухступенчатой.
При наличии конечной разности температур в конденсаторе-
испарителе (обычно 5—10 °С) холодильный коэффициент каскадной
машины всегда ниже, чем двухступенчатой, так как процесс тепло-
теплообмена в этом случае приводит к необратимым потерям.
В действительных циклах каскадные машины чаще всего выгоднее
двухступенчатых (иногда и трехступенчатых). Это объясняется
следующими преимуществами работы с рабочими веществами высо-
высокого давления:
теоретический объем компрессора каскадной машины меньше,
чем двухступенчатой из-за меньших удельных объемов всасываемого
пара;
при больших значениях давления всасывания (при температуре
кипения — 80 °С давления кипения у R13 р0 — 0,П2 МПа, у R22
/?0 = 0,0105 МПа) относительные потери мощности в клапанах
значительно меньше;
так как VT компрессора нижней ветви каскада меньше, чем ком-
. прессора нижней ступени, то мощность трения компрессоров каскад-
каскадной машины меньше, чем двухступенчатой;
отношение давлений для одинаковых диапазонов температур
у рабочих веществ каскадных машин меньше, например, при тем-
температурах tm ■--- —40 °С и Го = -80 СС и составляет 0,1076 0,0105 -=
- 16,8 для R22, 0,617/0,112 = 5,5 для R13;
так как абсолютные значения давлений у каскадных машин
больше,»а отношение давлений меньше, то энергетические и объемные

коэффициенты компрессора нижней ветви каскада каскадной холо-
холодильной машины выше, чем компрессора нижней ступени двух-
двухступенчатой холодильной машины.
Исследования показывают [7], что верхним пределом возможного
применения каскадных машин с R13 в нижней ветви каскада яв-
является температура кипения —40 °С. При использовании рабочих
веществ высокого давления в каскадной холодильной машине можно
получать более низкие температуры, чем в двухступенчатой. Напри-
Например, для двухступенчатой машины, работающей на R22, предельной
температурой считается —80 °С (для температуры конденсации
+25 СС). При этом (pJmPm) (Рт/Рэ) = Ю2. Для каскадной машины,
работающей на R13 и R22, при таком же значении (pl/pl) (рк/ро)
достигается температура —88 °С (при /Ц — tl = 5 °С). Области
возможного и целесообразного применения различных холодильных
машин с хладонами R22, R13 и R14 приведены в табл. 4.1.
Реальная каскадная холодильная машина. На рис. 4.28 показаны
схема и цикл реальной каскадной холодильной машины. Эта машина
предназначена для работы при температурах кипения от —70 до
—90 СС. В нижней ветви каскада применяется R13. Пар рабочего
вещества выходит из испарителя VI в состоянии 8 и поступает в те-
теплообменник IV, где перегревается до температуры —50-:—30 °С
(процесс 8—9) за счет более теплой жидкости, идущей из конденса-
конденсатора-испарителя VII. Дальнейший перегрев пара до состояния /
(до температуры —15ч-0°С) происходит в теплообменнике /// за
счет горячего пара, идущего из компрессора нижней ветви каскада.
Этот перегрев ведет к увеличению работы компрессора, но, с другой
стороны, происходит уменьшение теплового потока на конденсатор-
испаритель, что ведет к некоторому снижению Т\ и Г"- Применение
теплообменника /// имеет смысл лишь в том случае, если установлен
теплообменник //, который охлаждается водой. В противном случае
Таблица 4.1
Области применения
двухступенчатых и каскадных холодильных машин
Тип машины
Двухступенчатая на R22
Каскадная: одна ступень на R13 и одна
ступень на R22
Каскадная: две ступени на RI3 и одна
ступень на R22
Каскадная: одна ступень на R14, одна
ступень на R13 и одна ступень на R22
Возможная область
применения
—80
-95
— 1Г0
—140
'о
Не огра-
ограничена
—40
-80
— 100
Область
ПЬПОДЕГОГО
применения
ymin
'о
—45
-85
— 100
— 135
-25
—40
-во
— 100.
94

гозрастает тепловой поток на конденсатор-испаритель из-за уве-
увеличения работы сжатия при всасывании более перегретого пара.
Перегрев паров рабочего вещества в теплообменнике /// улучшает
температурный режим работы компрессора, так как всасывание
в компрессор пара с низкой температурой может привести к тем-
температурным деформациям деталей компрессора.
"■ Целесообразность теплообменника IV объясняется тем, что в этом
теплообменнике за счет холодного пара охлаждается жидкое рабочее
1Z
Рис. 4.28, Схема и цикл ре-
алыюй каскадной холодиль-
нон машины
вещестро перед дроссельным вентилем, а это увеличивает удельную
холодопроизводителыюсть и сокращает необратимые потери цикла.
Правда, при наличии такого теплообменника возникают некоторые
эксплуатационные- трудности, например вскипание жидкости от
соприкосновения с теплым паром, идущим из испарителя в период
пуска. Однако это. явление существенно не увеличивает периоды
пуска.
Таким образом, исключить теплообменник IV из схемы нецеле-
нецелесообразно. В верхней ветви каскада применяется хладон R22. Этот
каскад представляет собой одноступенчатую холодильную машину
с регенеративным теплообменником. Для того чтобы во время стоянки
95

давление в машине нижней ветви каскада чрезмерно не повышалось,
в схеме предусмотрен расширительный сосуд XII.
Как видно из рис. 4.28, схема каскадной холодильной машины
сложнее, чем рассмотренные ранее схемы двухступенчатых машин.
Сложность схемы и наличие конденсатора-испарителя являются
недостатком каскадных холодильных машин: с одной стороны, кон-
конденсатор-испаритель значительно увеличивает стоимость машины,
а с другой, как уже отмечалось ранее, из-за наличия необратимости
в процессе теплообмена понижается коэффициент обратимости цикла,
т. е. растут эксплуатационные затраты. Тепловой расчет каскадной
холодильной машины состоит из расчетов машин нижней и верхней
ветвей каскада, т. е. это расчет одно- или двухступенчатых машин,
которые уже рассматривались ранее.
Наибольшую сложность вызывает определение pi и рЦ. Для
упрощенного расчета двухкаскадной машины, при известных внеш-
внешних источниках, определяются значения /?* и /?g и затем из условия
примерного равенства отношений давлений в каскадах можно опре-
определить р£ и /?", задаваясь разностью температур t* — /g = 5-ИО °С.
При известной холодопроизводителыюсти машины Qo и обязатель-
обязательном равенстве QH = Q° ведется дальнейший расчет машин нижнего
и верхнего каскадов.
Для более точного расчета может быть рекомендована методика,
изложенная в работе 17].

Глава б
ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
ОБЪЕМНОГО ПРИНЦИПА ДЕЙСТВИЯ
Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения газа
или пара, являющихся рабочими веществами компрессорных холо-
холодильных машин. Компрессор в значительной степени определяет
технико-экономические показатели производства и эксплуатации
холодильных машин.
По принципу действия компрессоры делятся на два
•класса (или две группы):
1) компрессоры объемного принципа действия (компрессоры
объемного действия). Рабочие органы машин этого класса засасы-
засасывают определенный объем рабочего вещества, сжимают его благодаря
уменьшению замкнутого объема и затем перемещают (нагнетают) в
камеру нагнетания. Это машины дискретного действия, рабочие процес-
процессы в которых совершаются строго последовательно, повторяясь цикли-
циклически. Объемные компрессоры условно можно также назвать маши-
машинами статического действия, поскольку перемещение рабочего вещест-
вещества в процессе сжатия в них совершается сравнительно медленно;
2) компрессоры динамического принципа действия (компрессоры'
динамического действия). В этих машинах рабочее вещество непре-
непрерывно перемещается («течет») через проточную часть компрессора,
при этом кинетическая энергия потока преобразуется в потенциаль-
потенциальную. Плотность в потоке рабочего вещества постепенно повышается
от входа в машину к выходу. Это машины непрерывного действия.
По конструктивному п р и з н а к у основных рабо-
рабочих деталей компрессоры делятся на следующие типы:
поршневые, винтовые, пластинчатые ротационные, ротационные.
с катящимся поршнем и многие другие, основанные на объемном
принципе действия;
лопаточные компрессорные машины,- к которым относятся: ра-
радиальные (центробежные), осевые и вихревые, основанные на дина-
динамическом принципе действия.
Условия работы холодильных компрессоров отличаются от усло-
условий работы общепромышленных (машин общего назначения), в том
числе воздушных. Условия работы холодильных компрессоров
характеризуются следующими особенностями:
из-за изменения внешних условий работы холодильной машины
компрессор работает в отроком диапазоне изменения давлений
нагнетания и всасывания и большой разности этих давлений;
4 П/р И. А. Сакуна ' 97

многие рабочие вещества (например, хладоны) легко растворяются
в смазочном масле, что оказывает существенное влияние на рабочие
процессы в холодильном компрессоре (работающем со смазкой)
и, как правило, снижает надежность подшипниковых узлов;
всасываемый в компрессор пар имеет низкую температуру и
может содержать неиспарившиеся капли рабочего вещества;
рабочие процессы поршневого компрессора могут сопровождаться
периодической конденсацией некоторого количества рабочего ве-
вещества на внутренних стенках цилиндра с последующим его испа-
испарением;
многие рабочие вещества (например, хладоны) обладают высокой
степенью проницаемости не только через разъемы, но и через поры4
чугунных отливок, в то же время утечки рабочего вещества в атмо-
атмосферу, как и подсос воздуха в компрессор, совершенно недопустимы;
компрессоры холодильных машин работают с холодильными -
агентами, имеющими большой диапазон изменения физических н
химических свойств: плотности, вязкости, текучести, химической
стойкости и активности.
Важной особенностью компрессоров объемного принципа дей-
действия является возможность их работы на любых холодильных аген-
агентах без изменения конструкции. Эти компрессоры работают, как
правило, при наличии масла в рабочем пространстве. Важной осо-
особенностью компрессоров динамического принципа действия является
полное отсутствие масла в рабочем пространстве, так как они рабо-
работают на холодильном агенте, не содержащем масла.
К холодильным компрессорам предъявляются высокие требова-
требования, вытекающие из их роли и условий работы в составе холодильной
машины. Основными из них являются:
высокая надежность и достаточный моторесурс работы основных
узлов и компрессора в целом, обеспечивающего заданные режимьг
работы холодильной машины;
высокая энергетическая эффективность в широком диапазоне
изменения параметров работы компрессора — перепада и степени
повышения давлений, а также производительности;
возможность полной автоматизации работы компрессора и на-
надежная эксплуатация его без обслуживающего персонала;
высокая степень герметизации;
низкие скорости движения пара в клапанах и трактах компрес-
компрессоров, работающих с холодильными агентами;
технологичность конструкций, высокая степень унификации де-
деталей и узлов компрессора, доступность материалов для нх изготов-
изготовления, малая материалоемкость;
низкий уровень шума и механической вибрации.
Выбор того или иного типа компрессора зависит от условий
работы, требуемой холодоироизводительности и свойств холодиль-
холодильного агента. Научно обоснованный выбор производится только .
на основе технико-экономического расчета.
В справочной литературе по холодильной технике [45, 46J
даются достаточно подробные рекомендации по этим вопросам.

5 26 п=к
§ 5.1. Поршневые компрессоры
Теоретический объемный компрессор. Рабочие процессы. Рабочие
процессы, происходящие в теоретических объемных компрессорах,
в сущности своей одинаковы. Наиболее наглядно.они могут быть
проанализированы на примере поршневого компрессора. Основными
элементами поршневого компрессора являются: цилиндр, поршень,
всасывающий и нагнетательный клапаны — рис. 5.1.
Возвратно-поступательное движение поршня в сочетании с ра-
работой клапанной группы обеспечивает протекание следующих ра-
рабочих процессов: всасывания,
сжатия и нагнетания. Совокуп-
Совокупность этих процессов состав-
составляет рабочий цикл
компрессора, повторяющийся
при каждом обороте коленча-
коленчатого вала. Рабочий цикл ком-
компрессора не является термоди-
термодинамическим круговым циклом,
так как процессы всасывания
и нагнетания проходят с пере-
переменной массой рабочего вещест-
вещества, и только процесс сжатия
может быть описан уравне-
уравнениями.термодинамики постоян-
постоянной массы.
Рабочие процессы компрес-
компрессора удобно рассматривать в
так называемой индикаторной
диаграмме, показывающей за-
зависимость давления сжимаемой
среды от переменной величины
ее объема в цилиндре или, что то же самое, от хода поршня. Ин-
Индикаторная диаграмма теоретического компрессора 1—2—
3--4 показана на рис» 5.L По вышеуказанным причинам
индикаторная диаграмма не является термодинамической диа-
диаграммой.
При движении поршня слева направо происходит процесс вса-
всасывания 4—1 при полностью открытом всасывающем клапане.
В точке 7, соответствующей правому мертвому положению
поршня, всасывающий клапан закрывается, и при обратном
движении поршня происходит процесс сжатия пара 1—2. В точке 2
открывается нагнетательный клапан и осуществляется процесс
нагнетания 2—3, в конце которого нагнетательный клапан
закрывается.
При анализе рабочих процессов условились считать работу,
подводимую к сжимаемой среде, положительной, а возвращаемую
ею — отрицательной. С учетом этого работу компрессора LK, затра-
затрачиваемую на сжатие V (м3) пара от давления р1 до давления ръ
4* 99
Рис. 5.1. Индикаторная диаграмма тео-
теоретического объемного компрессора

можно
ния
ю представить как алгебраическую сумму трех работ: всасыва-
всасывала, сжатия Lcm и нагнетания LH
E.1)
Из выражения E.1) следует два важных вывода: 1) работа ком-
компрессора в общем случае не равна работе сжатия; 2) работа ком-
компрессора при прочих равных условиях определяется характером
термодинамического процесса сжатия.
Работу в механическом процессе всасывания 4—/ можно пред-
представить как произведение силы pLF (F — площадь поршня) на
соответствующий ход поршня 5, т.е. LB = pLFS. Из рис. 5.1
видно, что произведение FS — есть объем цилиндра Vv поэтому
L*=PlVl. E.2)
Аналогично для работы нагнетания можно написать
E.3)
Для определения работы сжатия в процессе /—2 выделим эле-
элементарный процесс и запишем для него работу как произведение
—р dV (рис. 5.1). Знак минус обусловлен тем, что в процессе 1—2
объем сжимаемого пара уменьшается. Работа сжатия равна сумме
работ элементарных процессов
2 I
J \ E.4)
Работа компрессора
Обратим внимание на тот факт, что работа каждого из трех
процессов в V—р-диаграмме эквивалентна площади под соответ-
соответствующим процессом, т. е. работа компрессора пропорциональна
сумме площадей 2—3—41—2' и /—2—2'—V за вычетом площади
'1—4—4'—Г. В результате работа компрессора в масштабе диаграммы
V~p выражается площадью /—2—3—4> поэтому можно записать
2
E.6)
Работа сжатия E.4) и работа компрессора E.6) получены для
G (кг) пара или для V (м3) пара при давлении pL. Для 1 кг пара будем
иметь:
2 1
\ \ E.7); E.8)
С другой стороны, при отводе теплоты работа компрессора может
быть найдена из уравнения первого начала термодинамики в диф-
100

z
ференциальной форме dq = di — v dp, откуда /K = J v dp
2 2
i
\dq.
l
Подставив dq =T ds, окончательно получим
2
E.9)
J
1
Уравнение E.9) имеет важное теоретическое и практическое
значение, так как оно, во-первых, позволяет определить работу
любого типа компрессора при любых термодинамических процессах
сжатия, во-вторых, оно справедливо для сжимаемых сред, подчи-
подчиняющихся законам как идеальных, так и реальных газов.
Работа компрессора при различных термодинамических процес-
процессах сжатия. Анализ выражений E.5) и E.7) показывает, что работа
теоретического компрессора определяется следующими факторами:
1) величинами начального и конечного давлений рх и р*\ 2) термоди-
термодинамическими свойствами сжимаемой среды; 3) термодинамическим
характером процесса сжатия.
Рассмотрим влияние на работу компрессора характера про-
процесса сжатия. Для интегрирования выражения E.7) необходимо
знать аналитическую зависимость между давлением и удельным
объемом в процессе сжатия при постоянной массе рабочего вещества.
Связь между этими величинами для любого термодинамического
процесса сжатия выражается уравнением
pvn -const, E.10)
где п — показатель политропы процесса сжатия.
В зависимости от термодинамического характера различают
изотермический, адиабатный и политропный процессы сжатия.
Изотермический процесс сжатия происходит
при постоянной начальной температуре 7\ -.- const. Обратимый
изотермический процесс требует для своего осуществления отвода
теплоты от сжимаемой среды к внешнему источнику с температурой
7\. Показатель изотермы определяется выражением п7 =
'-■= (—v.'p) (др.ЩТ.
При сжатии идеального газа pLvL = p2v2f nT = 1 и работа ком-
компрессора равна работе сжатия, т.е.
2 1
\vdp=\ pdv. E.11)
12
Интегрируя выражение E.11) с использованием уравнения со-
состояния для идеального газа pv = RT, получим
/к (г) = /еж а) = RTt Щръ1рх) = RTt In (У1/и2). E.12)
101

В индикаторной диаграмме (рис. 5.1) изотерма 1—5 имеет наи-
наиболее пологий характер, поэтому работа компрессора будет наи-
наименьшей.
Выражение E.9) позволяет проанализировать работу компрес-
компрессора в термодинамических диаграммах состояния, например в коор-
координатах s—Т — рис. 5.2. Отметим, что процессы всасывания и
нагнетания в диаграммах состояния изобразить нельзя, так как
они проходят с переменной массой и при постоянных давлении и тем-
температуре. На рисунке 5.2 разность энтальпий /2 — h эквивалентна
площади /—/'—Ь—су выражающей количество теплоты в изобарном
процессе /—/'♦ Второй член уравнения E.9) для изотермического
2
сжатия будет иметь вид: J T ds =
1
= 7\ (S2 —sx), он численно экви-
эквивалентен площади /—2—а—с. С
учетом знаков обоих членов урав-
уравнения E.9) работа компрессора
эквивалентна площади /—2—а—
Ь—/'. Для идеального газа линия
. постоянной энтальпии совпадает
с изотермой и работа компрессора
2—а—с, т. е. возрастает на величину
а ъ с ' s
Рис. 5.2. Работа компрессора при-изо-
при-изотер .ми ческом процессе сжатия
выражается площадью /
площади под процессом 1—/\
Адиабатный процесс.сжат и я в компрессоре про-
происходит без теплообмена с внешними источниками теплоты, т. е.
для такого процесса dq = 0. Обратимый адиабатный процесс яв-
является изоэнтрогшым, так как для него справедливы равенства dq =
= Т ds = 0 и ds =0. Показатель пзоэнтроиы процесса " к =
== (—vip) (dp/dv)8 является величиной переменной, поэтому в прак-
практических расчетах часто используют его среднее значение в заданном
интервале изменения параметров состояния сжимаемой среды. В этом
случае интегрирование выражения E.7) приводит к результату
,»-.>/* л EЛЗ)
или для идеального газа
EЛ4)
Другое выражение для адиабатной работы компрессора вытекает
из равенства E.9)
/над =«'.-«'i. E.15)
Эта работа эквивалентна площади 2—2'—Ъ—с на рис. 5.3 для
реального газа и увеличивается на величину площади под процес-
процессом 2'— 3' для идеального газа.
Работа компрессора при политропном процессе
сжатия определяется выражением E.13), в которое вместо показа-
102

теля адиабаты k входит показатель политропы п. При отводе теплоты
от сжимаемой среды к внешнему источнику будет иметь место соот-
соотношение п < k и процесс сжатия отклоняется влево от адиабаты —
линия 1—2' на рис. 5.4. В этом случае оба члена правой части ра-
равенства E.9) положительны и выражаются соответственно пло-
площадями 2'—5—а—Ь и 1-2'—Ь—с, а работа эквивалентна площади
/—2'—5—а—с. На практике процесс сжатия с отводом теплоты
имеет место в компрессорах с водяным охлаждением цилиндра.
При подводе теплоты извне п > к и. процесс сжатия отклоняется
вправо .от адиабаты — линия 1—2 на рис. 5.4. Здесь для получения
работы компрессора из площади 2—5—a—d, соответствующей раз-
разности энтальпий 12—1ц следует вы-
вычесть площадь 2—/—с—d, соответст-
соответствующую количеству подведенной теп-
Рис. 5.4. Работа компрессора при по-
' литропиом процессе сжатия
а Ъ с $
Рис 5.3. Работа компрессора при изо-
энтропном процессе сжатия
2
<•
лоты J T ds. В результате получим площадь 2—5—а—с—Д из чего
можно заключить, что подвод теплоты лишен практического смысла,
так как кроме затраты теплоты увеличивается и работа сжатия по
сравнению с адиабатным процессом.
На практике процесс сжатия может отклоняться вправо от
адиабаты по другой причине — от наличия внутреннего трения
сжимаемой среды и трения среды об элементы конструкции ком-
компрессора. На преодоление этого трения расходуется дополнительная
энергия, которая в конечном счете превращается в теплоту, погло-
поглощаемую сжимаемой средой. В этом случае работа компрессора
выражается площадью 2—5—a—d.
Производительность и мощность. Одним из основных техниче-
технических показателей компрессора является объемная или массовая
лропзводптельность. Под объемной производительностью понимают
объем сжимаемого пара при условиях всасывания, проходящий
через компрессор в единицу времени. Для теоретического поршневого
компрессора эта величина имеет и другое название — теоретический
объем, описанный поршнями компрессора. Он представляет собой
объем,'освобождаемый поршнями компрессора в единицу времени,
103

для поступления всасываемого пара. Теоретический объем, описан-
описанный поршнями VT, определяется в зависимости от геометрических
параметров и частоты вращения коленчатого вала- Для поршневого
компрессора
VT==J^lSm, (Б.16)
где D — диаметр цилиндра, м; 5 — ход поршня, м; / — число ци-
цилиндров; п — частота вращения коленчатого вала, с" .
Массовая производительность (кг/с) GT = Vjvx, где v — удель-
удельный объем всасываемого пара, м3/кг. ,
Использовав уравнениеpv=~zRT,
получим
Р\
3
ь
ш
г
\
§!§§§
s(v,)
а
S(V)
Рис. 5.5. Определение среднего
индикаторного давления по ин-
индикаторной диаграмме
где z — коэффициент сжимаемости;
R — газовая постоянная, Дж/(кг-К);
7\ — температура всасывания, К;
рх __ давление всасывания, Па.
Выражение E.17) показывает, что
массовая производительность теоре-
теоретического компрессора пропорцио-
пропорциональна давлению всасывания и не
зависит от давления нагнетания.
Рамсе были рассмотрены способы определения удельной работы
компрессора /„ для различных процессов сжатия. Наиболее общим
случаем является работа компрессора с иолитропным процессом
сжатия, характеризуемым показателем политропы п. Подчеркнем,
что это условный, постоянный показатель политропы, определяемый
по конечным параметрам процесса сжатия. Имея /„ и GT, нетрудно
определить мощность теоретического компрессора
Рассмотрим важный в теории объемных компрессоров метод
определения мощности по индикаторной диаграмме.
На рис. 5.5 показана индикаторная диаграмма теоретического
объемного компрессора 1—2—3—4 в координатах ход поршня —
давление. Эта диаграмма сохранится и в том случае, если но оси
абсцисс в соответствующем масштабе откладывать объем цилиндра К,
т. е. произведение хода поршня S на его площадь F. С учетом этого
можно считать, что площадь диаграммы эквивалентна индикаторной
работе Lif т, е. работе компрессора за один оборот коленчатого
вала, ч
Li=fimsmpFt E.19)
где ft — площадь индикаторной диаграммы, мм2; ms — масштаб
по оси S, и/мы; тр — масштаб по оси р, Па/мм; F — площадь
поршня, м2.
104

Заменим площадь индикаторной диаграммы 1—2—3—4 равнове-
равновеликой площадью прямоугольника 1- -а—Ь—4% основанием которого
является ход поршня S. Высота прямоугольника h называется сред-
средним теоретическим индикаторным давлением piT. Другими словами,
среднее индикаторное давление — это условное постоянное давле-
давление в цилиндре, преодолевая которое на пути, равном ходу поршня,
последний совершает такую же работу, как и рассчитанную по дан-
данной индикаторной диаграмме.
Уравнение E.19) с учетом того, что ft r= Sh, будет иметь вид:
Lt -- SmJinipF. Произведение SmsF выражает объем цилиндра Vu
а произведение hmp — среднее индика-
индикаторное давление р,-т.
Таким образом,
Lx = Vtft т. E.20)
const
Из уравнения E.20) следует, что
среднее индикаторное давление выра-
выражает работу, необходимую для сжатия
1 м3 'пара. На зтом основании можно
написать
plT =l/vx. E.21)
Умножив обе части уравнения E.20)
на частоту вращения коленчатого вала п,
с учетом E.16) получим выражение для
индикаторной мощности теоретического
компрессора
.Nr = PirV,. E.22)
Рис. 5.6. Зависимость индика-
индикаторной работы от давления вса-
всасывания
Из уравнения E.22) следует, что чис-
численное значение среднего индикаторного
давления можно считать мощностью, приходящейся на единицу
теоретического объема, описанного поршнем компрессора, т. е. на
1 м3/с.
Рассмотрим, как изменяется индикаторная работа и мощность
компрессора в зависимости от давления всасывания при постоянном
давлении нагнетания р2 — рис. 5.6. Из рисунка видно, что при
давлениях всасывания, близких или, наоборот, далеких от давле-
давления р2, индикаторная работа сравнительно мала и выражается
соответственно площадями с горизонтальной и вертикальной штри-
штриховками. При определенном давлении рх работа имеет максимальное
значение, которому соответствует площадь диаграммы 1—2—3—4.
Определим отношение давлений л =^ pjpu соответствующее макси-
максимальной работе, для случая адиабатного сжатия с постоянным
показателем к. Разделив обе части уравнения E.13) на vXi с учетом
E.21) получим
105

Приравняв нулю производную dptufdplr получим значение я, со-
соответствующее максимальному значению pia
я = #/(*-!>. E.23)
Холодильные агенты аммиак, хладоны R12, R22 имеют таблич-
табличные значения показателей адиабаты соответственно 1,3; 1,14; 1,2.
Отношения давлений по формуле E.23) имеют значения 3,117;
2,906; 2,986. Отсюда можно заключить, что при принятых допуще-
допущениях максимальная мощность компрессора имеет место в режимах
с отношением внешних давлений, равным примерно 3.
Действительный поршневой компрессор. Отличие действитель-
действительных рабочих процессов от теоретических. В реальном компрессоре
действует ряд конструктивных и функциональных факторов, приво-
приводящих в конечном итоге к снижению производительности и экономич-
экономичности действительного компрессора по сравнению с теоретическим.
Рассмотрим основные из этих факторов.
1. Наличие мертвого пространства. В действительном компрес-
компрессоре объем цилиндра больше объема, описанного поршнем за один
ход, на величину так называемого мертвого пространства, т. е.
на величину того объема, откуда пар не может быть вытеснен при
достижении поршнем мертвой точки в конце процесса нагнетания.
Различают линейное и объемное мертвое пространство. Линейное
мертвое пространство — это зазор (мм) между днищем поршня
в верхней мертвой точке (для вертикального компрессора простого
действия) и клапанной плитой. Этот зазор предусматривается для
компенсации температурного расширения деталей компрессора в про-
процессе его работы. Объемное мертвое пространство складывается из
следующих объемов: 1) части объема цилиндра высотой, равной
линейному мертвому пространству; 2) кольцевого объема между
стенками поршня и цилиндра высотой, равной расстоянию от днища
поршня до первого уилотнительного кольца; 3) объема в каналах кла-
клапанов, обращенных с одной стороны в цилиндр и ограниченных
с другой стороны запорными органами в закрытом состоянии.
При обратном движении поршня процесс всасывания начинается
только после того, как сжатый пар, оставшийся в мертвом про-
пространстве, расширится и понизит свое давление до давления вса-
всасывания. Этот процесс происходит нз некоторой части хода поршня
и называется процессом обратного расширения. Таким образом,
наличие мертвого пространства уменьшает объемную производитель-
производительность действительного компрессора.
2. Гидравлические потери. Во всасывающем и нагнетательном
трактах, включая клапаны, имеют место потери давления пара, что
приводит к снижению объемных и энергетических коэффициентов
компрессора.
3. Подогрев пара. На участке от всасывающего патрубка до
цилиндра компрессора происходит повышение температуры поступа-
поступающего пара и, как следствие, уменьшение массовой производитель-
производительности компрессора.
106

4. Теплообмен в цилиндре. В процессах сжатия и обратного
расширения между паром и стенками цилиндра и поршня имеет
место теплообмен различной направленности и интенсивности. В ре-
результате этого показатели политроп в этих процессах имеют перемен-
переменные значения, а эффективность работы компрессора снижается.
5. Пульсация давлений. Поршневой компрессор является ма-
машиной периодического действия, поэтому во всасывающей и нагнета-
нагнетательной полостях давление меняется с определенной частотой и ам-
амплитудой. Это явление, называемое пульсацией давлений, увеличи-
Рис. 5.7. Действительная индикаторная диаграмма
вает мощность привода компрессора, но в некоторых случаях повы-
повышает действительную производительность по сравнению с теорети-
теоретической.
6. Перетечки. В процессе работы компрессора имеют место пере-
перетечки пара через различные конструктивные зазоры: в разъемах
поршневых колец; в зазорах между поршнем и поршневыми коль-
кольцами и стенками цилиндра; через неплотности в клапанах и др.
7. Трение. Часть энергии привода действительного компрессора
расходуется на преодоление трения в механических парах.
Влияние большей части перечисленных факторов отражается
на действительной индикаторной диаграмме, которая позволяет
провести качественный и количественный анализ действительных
рабочих процессов.
Действительные рабочие процессы существенно отличаются от
теоретических. Это наглядно показывает сравнение индикаторных
диаграмм теоретического (a—b—c-d) и действительного (Г—2'—
3'—4') компрессоров (рис. 5.7). Процесс всасывания 4'—Г проходит
при переменном давлении более низком, чем давление во всасыва-
всасывающем патрубке /?в = /?х. Точки 4' и Г соответствуют началу открытия
107

и полному закрытию всасывающего клапана. Разность давлений
во всасывающем патрубке и в цилиндре в процессе 4'—/' вызвана
сопротивлением движению пара на пути между ними, а неременная
величина этой разности обусловлена двумя обстоятельствами: во-
первых, изменением степени открытия всасывающего клапана; во-
вторых, изменением скорости пара в нем из-за переменной скорости
поршня. Разность давлений в патрубке /;в и в начале сжатия р'л
называется депрессией на всасывании Арв.
Аналогичная картина наблюдается и в процессе нагнетания 2'—3'.
Здесь моменту открытия нагнетательного клапана соответствует
точка 2'. Из-за малого проходного сечения щели давление продол-
продолжает возрастать и после начала открытия клапана. После достижения
Pk Pi
Рис. 5.8. Индикаторная диаграм-
диаграмма при запаздывании закрытия
всасывающего и нагнетательного
клапанов
Рис. 5.9 Индикаторная диаграм-
диаграмма при преждевременном закры-
закрытии всасывающего и нагнетатель-
нагнетательного клапанов
максимума давление перед клапаном падает, но в конце нагнетания
продолжает еще оставаться выше, чем давление-в нагнетательном
патрубке. Разность конечного давления р'и в точке 3' и давления
Р? — Ри называется депрессией на нагнетании.
Действительная индикаторная диаграмма отражает также тех-
техническое состояние важных узлов и деталей компрессора. Например,
нормально работающие клапаны должны закрываться в мертвых
точках — штриховые линии на рис. 5.8 и 5.9. При запаздывании
закрытия обоих клапанов (например, из-за слабых пружин) началь-
начальные участки линий сжатия и обратного расширения будут близки
к горизонтальным (рис. 5.8). Такой же эффект даст и неплотное
закрытие клапанов. При излишне сильных пружинах клапанов по-
последние закрываются преждевременно: сжатие будет начинаться
при пониженном, а обратное расширение — при повышенном давле-
давлениях (рис. 5.9).
Реальные факторы, в том числе и техническое состояние некото-
некоторых узлов и деталей, приводят, как отмечалось, к снижению эффек-
эффективности работы действительного компрессора. Определение дей-
действительных значении производительности и мощности необходимо
как при разработке новых, гак и при переводе существующих кон-
конструкций компрессоров с одного режима работы на другой.
Производительность. Количественным показателем уменьшения
действительной производительности Кд по сравнению с теоретпче-
108

ским объемом, описанным поршнем VT, служит коэффициент по-
подачи К
Кд - ХКТ. E.24)
Разделив обе части этого равенства на удельный объем пара
при давлении и температуре во всасывающем патрубке vv для дей-
действительной массовой производительности получим
Сал =-- XGT. E.25)
Для удобства анализа и расчета коэффициент подачи условно
представляют в виде произведения отдельных сомножителей, каждый
из которых оценивает уменьшение производительности от действия
соответствующего ему фактора
X = XAiiAAi;i. E.26)
Объемный коэффициент Кс и коэффициент дросселирования Хлр
могут быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому их
произведение Xf- :-- ХДДР называют индикаторным объемным коэф-
коэффициентом. Коэффициенты подогрева kw и плотности Кпл не могут
быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому их иногда
называют коэффициентами скрытых потерь.
Объемный коэффициент определяется отношением (см. рис. 5.7)
К - V'/VHl. ' E.27)
х Объем V" можно представить в виде V1 — Via + Vc — V4.
Мертвое пространство Vc можно выразить через его относительную
величину с: Vc — cVKl. Относительное мертвое пространство для
большей части современных компрессоров составляет 3—5 %, а
в специальных конструкциях компрессоров, например низкотем-
низкотемпературных, оно может быть уменьшено до 1,5—2 %.
Объем \\ определяется из уравнения политропы обратного рас-
расширения 3'~4 с показателем пр и с учетом того, что V& = Vc = cVK\f
Подстановка значений Ve и К4 в уравнение E.27)-дает
Объемный коэффициент с учетом того, что /?i = р% + АрИ
E.28)
По экспериментальным данным, для аммиачных компрессоров
лр ~ 0,95ч-1,1, а для фреоновых пр ^0,9ч-1,05 156]. Эти цифры
показывают, что для практических расчетов можно принять пр ^ 1
и.коэффициент Хс о[1ределять по формуле
Хс = 1 - с l(p2 + Apn)/Pl - 11. E.29)
Из выражения E.28) следует, что коэффициент %с зависит от
относительной величины мертвого пространства, отношения давле-
давлений р'ц/рх и показателя политропы обратного расширения пр.
109

Наличие депрессии на всасывании приводит к тому, что перед
началом сжатия пар в цилиндре имеет давление /?,', меньшее, чем
давление во всасывающем патрубке рв. Эти давления сравниваются
(точка /) после того, как поршень пройдет часть хода сжатия. Объем
цилиндра на «потерянной» части хода сжатия и составляет потерю
производительности от депрессии на всасывании.
Коэффициент дросселирования определяется соотношением Ядр =
= V7V". Обозначив V' — V" = ДУ, можно записать
Ьдр « (у _ AV)/V =» 1 - ДVIV. E.30)
Кроме того, Д7 может быть представлена разностью
ду= Vn~Vu
где Уц — полный объем цилиндра; Vx — объем цилиндра при по-
положении поршня в точке /.
С ничтожно малой погрешностью можно считать, что на участке
1—/' происходит изотермическое сжатие идеального газа. Тогда
рвУц =5 /?iVi, откуда Vi = Vup'Jpv Подставив полученное зна-
значение Vi в выражение для AV, получим
ДУ = Уц - У^рУрг = Ук3 A + с) (I - рУрг).
Подстановка AV в уравнение E.30) приводит к результату
В современных поршневых компрессорах коэффициент Х^р имеет
довольно высокие значения @,95—1). При расчете новых конструк-
конструкций рекомендуется принимать Хдр = 1. Для обеспечения Хдр «* 1
необходимо правильно выбрать скорость пара в клапане и характе-
характеристику упругого элемента запорного органа. Скорость пара вы-
выбирается по условию CnJa = 0,25. Здесь скл — условная скорость
пара в клапане, а — скорость звука в паре при условиях всасывания.
Упругий элемент всасывающего клапана рассчитывают но условию
открытия запорного органа при разности давлений не более 4 кПа
[451.
Большое влияние на коэффициент Я;ф оказывает пульсация
давления на стороне всасывания компрессора. Это вызывает волно-
волновые явления и может быть причиной того, что давление перед вса-
всасывающим клапаном окажется выше, чем перед компрессором (дина-
(динамический наддув), при этом Хцр становится больше единицы A,01 —
1,03). Амплитуда колебания давления достигает максимума при
резонансе, когда частота собственных колебаний столба пара во
всасывающем канале совпадает с частотой колебаний поршня.
Индикаторный коэффициент подачи
К = *Адр = VVIW) - V/V*.
С учетом выражений E.29) и E.31) индикаторный коэффициент
подачи равен
г = /я-Арв _ /Рь+Ари _ Р1-Ьр»\ /5 32)
1 Pi \ Pi Pi / v
НО

Коэффициент подогрева Kw оценивает уменьшение производи-
производительности компрессора от повышения температуры пара, заполня-
заполняющего цилиндр, вследствие тенлоиритока от стенок всасывающей
полости, деталей клапана и цилиндра. Это «скрытая» потеря, так
как приведенный к давлению всасывания объем пара V (см. рис. 5.7)
сохраняется, но масса этого пара будет меньше из-за уменьшения
плотности при повышенной температуре. Изменение термодинами-
термодинамического состояния пара под влиянием теплообмена в действительных
рабочих процессах удобно рассмотреть в диаграмме s—Т (рис. 5.10).
Для упрощения принято, что давление в точках 4' и Л 2' и 3' по-
попарно равны (см. рис. 5.7) и что давления кипения р0 и конденса-
конденсации рк равны соответственно давлениям рв и рн.
Состояние пара во всасывающем т у
патрубке характеризуется точкой
а и процесс а—Ъ соответствует нзо-
энтрогшому сжатию в теоретиче-
теоретическом компрессоре. Изменение со-
состояния пара от всасывающего
патрубка до входа в цилиндр мож-
можно условно представить ироисхо- '
дящим в двух процессах: процессе
дросселирования а—А и пзебар-
ном нагреве А — В. Повышение
температуры пара до Тс проис-
происходит за счет притока теплоты от
стенок цилиндра, имеющих более
высокую температуру, чем Тв. На-
Наконец, температура поступающего
в цилиндр пара повышается до Tv за счет смешения его с паром,
расширившимся из мертвого пространства. Понятно, что процессы
В — С и С—/' происходят одновременно и разделение их носит услов-
условный характер.
Уменьшение производительности вызывается подогревом пара
от стопок деталей (от ТА до Тс). Подогрев пара от смешения не влияет
на производительность, так как изобарное смешение количеств
газа с разной температурой не вызывает изменения их суммарного
объема.
Процесс сжатия, начинающийся от точки Г, идет вначале с под-
подводом, а затем с отводом теплоты, что определяется соотношением
переменных температур сжимаемого пара и поверхностей соприка-
соприкасающихся с ним деталей. Сжатие заканчивается при конечном давле-
давлении рн — точка 2'. Участок 2' — 3' характеризует возможное пониже-
понижение температуры пара в процессе нагнетания. В гачале процесса
обратного расширения 3'—4' пар интенсивно отдает теплоту стенкам
цилиндра, имеющим более низкую температуру. На этом участке
показатель политропы больше показателя адиабаты. Остальная,
большая часть процесса обратного расширения проугсходит при ин-
интенсивном подогреве пара, поэтому показатель политропы имеет
низкое "значение.
111
Рис. 5.10. Изменение состояния пара
в процессе работы действительного
компрессора

Численное значение коэффициента %w будет определяться, оче-
очевидно, отношением удельных объемов пара в состояниях Л и С
(см. рис. 5.10)
Применив уравнение для идеального газа, можно написать
P'*vA = RTA и p*vc = /?ТС, следовательно,
На рис. 5.11 показана зависимость Kw от отношения внешних
давлений для компрессоров с внешним приводом П80 (сплошная
•Я*
0,8
0,7
Рис 5.12. Коэффициент подогре-
подогрева компрессоров Ш10 и П220
VS
ч
ч
8717
R22
PkJPo
Рис 5.11. Коэффициент подогре-
подогрева компрессоров П80 и ПБ80
линия) и со встроенным электродвигателем ПБ80 (штриховая) при
работе их на хладоне R22. Ухудшение \w для компрессора ПБ80
объясняется дополнительным подогревом пара, за счет теплоты,
выделяемой электродвигателем в количестве
где JV3 — мощность электродвигателя; ri, — КПД электродвигателя.
На рис. 5.12 даны коэффициенты Xw для компрессоров с внешним
приводом П110 и П220 при работе их на R717 и хладоне R22 1451.
Как видно из рисунка, работа на аммиаке R717 характеризуется
более низкими значениями kw. Причиной этого является Волее
интенсивный подвод теплоты к нарам аммиака из-за более высокого
значения k и более высоких температур нагнетания по сравнению
с хладонами.
В настоящее время отсутствуют достаточно надежные расчетные
зависимости, позволяющие определять Хш для всего многообразия
конструкций поршневых компрессоров. В нервом приближении
можно воспользоваться формулой, полученной для вертикальных
аммиачных компрессоров и учитывающей потери от подогрева и
неплотностей 130 J,
^ш ^ То/Т1(, E.33)
где То, Тк — температуры кипения и конденсации, К.
В общем случае утечки через неплотности оцениваются коэффи-
коэффициентом плотности КпЛ9 который для современных высокооборошых
112

компрессоров находится в пределах 0,99—0,95 при изменении ве-
величины я от 2 до 10.
После того, как расчетным путем или по экспериментальным
данным для однотипных компрессоров определены коэффициенты,
учитывающие отдельные объемные потери, можно определить коэф-
коэффициент подачи компрессора но формуле E.26). На рис. 5.13 пока-
показана зависимость коэффициента подачи от отношения давлений для
компрессоров П110 и П220 при работе на R22 и R717, а на рис. 5.14 —
для низкотемпературного компрессора ФУС12 при работе на R22
и R502.
Кроме объемной E.24) и массовой E.25) производительности
коэффициент подачи позволяет определить и холодопроизводитель-
0.8
0,6
ЮГ)
в 10 рк/р0
22 26 30рн/ро
Рис. 5.13. Коэффициент по- . Рис, 5.14. Коэффициент подачи низкотемпе-
дачи компрессоров П110 и ратурного компрессора ФУС12
П220
ность компрессора, если известны его описанный объем и термо-
термодинамические параметры цикла работы холодильной машины,
Qo = WtfJvb - E.34)
где q0 — удельная холодоироизводительность рабочего вещества,
кДж/'кг; Vi — удельный объем пара во всасывающем патрубке
компрессора, м;5/кг.
Холодопроизводительность компрессора является условной ве-
величиной, иод которой понимают холодоироизводительность холо-
холодильной машины, в составе которой данный компрессор обеспечи-
обеспечивает массовую производи ельность холодильного агента
Из выражения E.34) видно, что холодоироизводительность ком-
компрессора зависит lie только от его размеров и технического состоя-
состояния, но и от термодинамических условий работы холодильной ма-
машины и вида рабочего неправа. Для определения показателей
поршневых компрессоров, сравнения их между собой, а также для
их испытания нормативными документами установлены сиецпфп-
.'рационный и информационный режимы в высоко-, средне- и низко-
* температурном диапазонах температур кипения. Например, для
R12 и R22 среднетемпературный спецификациоиный режим харак-
характеризуемся следующими параметрами: температурой кипения /0 —
=^ ■—16 °С; температурой конденсации /,. — 30 °С; температурой
113

всасывания tB — 20 °С; температурой перед регулирующим венти-
вентилем tu = 25 °С [45].
Мощность. Работе компрессора с действительными процессами
сжатия, нагнетания, обратного расширения и всасывания соответ-
соответствует индикаторная мощность Nh Эта мощность определяется по
действительной индикаторной диаграмме
E.35)
где pi — среднее индикаторное давление.
Для оценки энергетического совершенства всех действительных
рабочих процессов компрессора вводится понятие изоэнтропной
мощности
ЛГад = С,дД/а = *КтД/аМ. E.36)
В формуле E.36) А/а является разностью коночной и начальной
энтальпий изоэнтропного процесса сжатия — линия а—Ь на рис. 5.7
и 5.10. Здесь точка а соответствует состоянию пара во всасывающем
патрубке, а точка Ь находится на пересечении линий sa — const
и /?„ = рп -— const (см. рис. 5.10).
К валу компрессора подводится эффективная мощность Nc,
большая, чем Nt на величину мощности трения NTl)t расходуемой
на преодоление трения в механических парах
Ne^Ni-r-N.^. E.37)
Мощность трения зависит от ряда факторов, в том числе от кон-
конструкции компрессора, от вязкости, а следовательно, и от темпера-
температуры масла в картере, от частоты вращения вала, от отношения
давлений всасывания и нагнетания.
Каждому типу масла соответствует определенная температура,
при которой мощность трения минимальна. Для масел с исходной
вязкостью Fн-30) 10~6 м2/с эта температура находится в пределах
70—100 °С 1451. Дальнейшее повышение температуры масла может
привести к резкому снижению его вязкости и к ухудшению условий
смазывания. На практике мощность трения часто определяют как
произведение iVTp — pTVV-n где pTV — опытный коэффициент,
называемый давлением трения.
По результатам испытаний прямоточных компрессоров средней
производительности, проведенных в ЛТИХП, среднее значение
давления трения составляет 0,083 МПа, причем при повышении
31 — Рн'Рп от 2 до 8 значение /?тр уменьшалось от 0,089 МПа до
0,078 МПа.
С увеличением частоты вращения вала мощность трения в раз-
различных узлах компрессора изменяется неодинаково, но в целом
она возрастает но степенной зависимости с показателями степени
1,5—2. Это свидетельствует о том, что с повышением частоты вра-
вращения возрастает также давление трения /?тр.
Оценка энергетического совершенства работы компрессора про-
производится с помощью энергетических КПД: индикаторного, механи-
механического и эффективного соответственно
Я« = ЛГадМ; 4- = JW; v)e = Na7jNe. E.38) - E.386)
114

Очевидно, что у\е = л*Лм-
Мощность, подводимая к электродвигателю компрессора, рас-
рассчитывается с учетом КПД передачи у)™* и двигателя г\э
Одним из важных вопросов в теории поршневого компрессора
является взаимосвязь между объемными и энергетическими коэф-
коэффициентами. Отметим, что в выражении E.36) отношение Aijvt
является теоретическим средним индикаторным- давлением piT.
Тогда с учетом E.35), E.36) и E.38), получим
Х^/ E.39)
41 ViPi
Отношение piv/pi можно заменить от-
отношением площадей теоретической и дейст-
действительной индикаторных диаграмм (см.
рис. 5.7). На этом рисунке знаком «-f»
обозначены избыточные, а знаком «—»
недостающие площадки действительной
индикаторной диаграммы по отношению
к теоретической. Величины этих площадей
зависят от степени отклонения отдельных
рабочих процессов действительного ком-
компрессора от рабочих процессов теоретиче-
теоретического. Отношение рг1р^ называют коэффи-
коэффициентом индикаторного давления pt. Тогда
выражение E.39) можно записать в виде
Рис. 5.15. Энергетические
коэффициенты поршневого
компрессора средней произ-'
вод 1 цельности:
Д717; R22
Среднее значение коэффициента pt колеблется в пределах 0,95—
1,05, поэтому для ориентировочных расчетов можно принять
цг « I. E.40)
Выражения E.39) и E.40) показывают, что с увеличением объем-
объемных потерь, например вследствие повышенного износа компрес-
компрессора, снижается его энергетическая эффективность.
На рис. 5.15 показана зависимость энергетических коэффициен-
коэффициентов компрессора средней производительности с открытым приводом
от отношения внешних давлений л. Для компрессоров со встроен-
встроенным электродвигателем наблюдается некоторое снижение коэффи-
коэффициентов \]i и т|?, однако значения КПД % близки для обоих вариан-
вариантов. Это объясняется тем, что снижение объемных и энергетических
■ коэффициентов бессальникового компрессора из-за повышенного
подогрева пара от двигателя в значительной степени компенси-
компенсируется более высокими значениями КПД электродвигателя, имеющего
более интенсивное охлаждение, чем открытый электродвигатель.
При проектировании новых компрессоров значения энергетиче-
энергетических КПД определяют, как правило, но опытным данным для одно-
однотипных машин. Для ориентировочной оценки индикаторного КПД
можно рекомендовать эмпирическую формулу И. И. Левина
115

E.41)
где tQ — температура кипения с соответствующим знаком; Ь —
-опытный коэффициент: * = 0,002 и Ь = 0,001 соответственно для
аммиачных горизонтальных и вертикальных компрессоров; Ь =
= 0,0025 — для хладоновых машин.
Характеристика. Характеристиками поршневых компрессоров
называют зависимости параметров QOi Ne и ее от температур кипе-
кипения и конденсации, а также коэффициентов Я, r\iy x\s от отношения
давлении pJpB.
Холодо[фоизводительность компрессора в соответствии с выра-
выражением E.34) и с рис. 5.16 определяется так:
Qo = Ga3l (/, - U) - XVT (/,
/
/
3 ^^ ft*
fa
,*к J 2a /
If
/л
= Wiqv. E.42)
Исходя из выражения E.38) и
рис. 5.16, эффективную мощность
компрессора можем представить в
виде ■
* N — ^зд (*'8а /1^ — %УТ *2а — ***
Рис. 5.16. Цикл работы хододиль- е %%, v± г\е
ной машины * р
E.43)
На основании формул E.42) и E.43) для эффективного холо-
холодильного коэффициента компрессора получаем
ъе = Qo/Ne = (h ~ h) Л|Лм/(^2в — ij). . E.44)
Анализ выражения E.42) и цикла работы холодильной машины,
показанного на рис. 5.16, позволяет выделить основные факторы,
которые определяют холодопроизводительность компрессора. Такими
факторами являются: 1) термодинамические и физические свойства
холодильного агента; 2) температуры кипения и конденсации;
3) температура холодильного агента перед регулирующим венти-
вентилем tu\ 4) техническое состояние компрессора.
Весьма важным вопросом, возникающим как при эксплуатации,
так и при проектировании холодильных машин, является зависи-
зависимость холодопроизводительности компрессора от температур кипе-
кипения и конденсации. Зависимость Qo = / (/0) при постоянной тем-
температуре конденсации (/к = const) называется характеристикой
компрессора по холодопроизводительности. Для одноступенчатых
компрессоров такие характеристики строятся обычно в интервале
температур кипения от —40 до +10°С при температурах конден-
конденсации 30, 40, 50 °С. На рис. 5.17 показана характеристика компрес-
компрессора П80, имеющего параметры: число цилиндров 8, диаметр цилин-
цилиндра 76 мм, ход поршня 66 мм, VT = 0,0575 м8/с [фи п = 24 ст1.
Как показывает рисунок, холодопроизводительность уменьшается
с понижением температуры кипения и с повышением температуры
конденсации. В обоих случаях возрастает отношение давлений
рк/ро, что приводит к снижению коэффициента подачи К [см. выра-
116

жение E.29)]. Более существенной причиной уменьшения Qo с по-
понижением 1^ является уменьшение объемной холодопроизводитель-
ности qv. Относительное*влияние qv и к на уменьшение Qo иллюстри-
иллюстрирует следующий пример. Понижение температуры кипения от —15
до — 20 °С при tK =-= 30 °С (рис. 5.17) приводит к снижению Qo при-
приблизительно на 22 %, из которых на долю qv приходится примерно
17 %, а на долю X — 5 %.
Характеристики компрессора по холодопроизводительности
строятся [Ю уравнению E.42); при этом необходимо знать термоди-
термодинамические свойства данного холодильного агента (в виде таблицы
6
2
<<*
4
2
Л
г
У
г/
2¥0
200
160
ПО
80
¥0
-40 -30 -20 -Ю 0 fO
Рис. 5.17. Характеристика по холо-
допроизводитапыюсти комп рессора
П80 при температуре конденсации:
I -. / =-. 30 СС; 2 — /„ --- 40 СС; 3 — /,. —
2
J
л
V
у
3
2^~
JO
20
10 а
-40 '30 -20 -10 0 f0to,°C
Рис. 5.18. Энергетические ха-
характеристики компрессора П80:
у__3 — то жс. что на рис. 5.17
или диаграммы) и экспериментальные данные по зависимости % =
= / (л) для однотипного компрессора. Кроме характеристики по
холодонроизводптельности в технических данных компрессора ука-
указывают характеристику по эффективной мощности и холодильному
коэффициенту. Характеристика но эффективной мощности представ-
представляет собой графические зависимости Ne ^ <р (/„, tK), [юстроенные
для нескольких постоянных температур конденсации. Эти графики
дают возможность определить расход энергии [фи работе компрес-
компрессора в различных режимах. Зависимости ге — гр (/0, /,-) дают поз-
можност!> сравнить но энергетической эффективности компрессоры
различных конструкций и типов. На рис. 5.18 показаны энергети-
энергетические характеристики компрессора П80, работающего на хладоне
R22.
Зависимость Ne = ср •(/„, /к) строится но уравнению E.43) с уче-
учетом зависимости эффективного КПД Це от отношения давлений я
(см. цис. 5Л5). С понижением тем[1ературы кипения увеличивается
разность энтальпий /2а — iu но одновременно увеличивается vx
117

и уменьшается X. Это приводит к тому, что при некотором отношении
pJPo эффективная мощность имеет максимальное значение. Ранее
было показано, что для теоретического компрессора при условии
k — const это отношение давлений равно
/7К//7О = **/<*-*>.
Подставив это выражение в уравнение для адиабатной мощности
ПОЛУЧИМ Л^адтах = G^kpo ИЛИ адх rp0
В соответствии с последним выражением можно ог1ределить
ориентировочное значение максимальной эффективной мощности
Мепшх = ^ад max/% == (№ткр0)/Це. E.45)
Таким образом, максимальная мощность соответствует давлению
кипения /?0, определяемому из уравнения /?0 — pl{/kk^k~lK
Характеристика компрессора по холодильному коэффициенту
показывает, что е£ уменьшается с понижением температуры кипения.
и с возрастанием температуры конденсации. Это необходимо учи-
учитывать при выборе режима работы холодильной машины.
Конструкции поршневых компрессоров. Поршневые компрессоры
классифицируют но величине холодоироизводительности, но кон-
конструктивным и функциональным признакам, но роду рабочего
вещества. По холодоироизводительности (при /0 — —15 °С и /к —
™ 30 °С) компрессоры делят на малые, средние и крупные. По клас-
классификации ВНИИхолодмаша к малым относятся компрессоры,
имеющие Qo менее 12 кВт; к средним — Qo — 12-И20 кВт; к круп-
крупным — Qo свыше 120 кВт.
Наиболее развернутой является классификация компрессоров
по конструктив и ы м признакам. Различают следующие
типы машин: крейцкопфные и бескрейцкоифные; простого и двойного
действия; прямоточные и иепрямоточные: блок-картерные и блок-
цилиндровые; с внешним и встроенным приводом; с горизонтальным,
вертикальным, угловым и оппознтным расположением цилиндров;
с водяным и воздушным охлаждением; с принудительной и свободной
системами смазывания.
В крейцкопфных конструкциях движение от шатуна к поршню
передается через крейцкопф и шток, а в бескрейцконфных — непо-
непосредственно от шатуна к поршню, который в этом случае имеет раз-
развитую но высоте цилиндра поверхность и выполняет роль крейц-
крейцкопфа.
В прямоточных компрессорах нар в течение всего рабочего
процесса движется в одном направлении, а всасывающий клапан
крепится к поршню и движется вместе с ним. В ненрямоточиых кон-
конструкциях всасывающие и нагнетательные клапаны неподвижны,
а нар [фи всасывании и нагнетании меняет направление движения.
В компрессорах простого действия сжатие пара осуществляется
одной стороной поршня, а в компрессорах двойного действия —
118

обеими сторонами поршня соответственно в двух рабочих полостях
цилиндра.
Блок-картерные конструкции имеют цилиндры и картер в общей
отливке. Блок-цилиндровые конструкции применяются в настоящее
время сравнительно редко; здесь картер и блок цилиндров — от:
дельные детали, кропящиеся друг к другу болтами.
Компрессоры с внешним приводом или сальниковые соединяются
с двигателем через муфту или ременную передачу. Бессальииковые
компрессоры имеют встроенный в картер электродвигатель. Съемные
крышки обеспечивают здесь доступ к клапанам п к механизму дви-
движения. В герметичных конструкциях негерметичиый корпус ком-
компрессора вместе с электродвигателем помещены в герметичный разъ-
разъемный или неразъемный кожух.
В вертикальных компрессорах оси цилиндров расположены
вертикально, а их число — один или два. Угловые компрессоры
выполняют с V-, W- или VV-образным расположением ци-
цилиндров.
В компрессорах, имеющих свободную (безнасосную) систему
смазывания, масло подается к трущимся поверхностям за счет раз-
разбрызгивания. В принудительных системах смазывания масло по-
подается под давлением, создаваемым насосом.
По функциональным признакам, а также по
конструктивным особенностям компрессоры можно разделить на
следующие группы: стационарные и транспортные; высоко-, средне-
и низкотемпературные; одно-, двух- и многоступенчатые; с устрой-
устройством для регулирования производительности и без него.
В отдельную группу холодильных компрессоров следует выделить
компрессоры, работающие без смазочного масла в цилиндре. Они
обладают существенным преимуществом, так как не загрязняют
теилообмеиные аппараты маслом и тем самым значительно повышают
эффективность их работы. -
В настоящее время получили распространение крейцкопфные
компрессоры, в которых цилиндры не смазываются, а механизм
движения имеет обычное циркуляционное смазывание. По такой
схеме модернизированы серийные оппозитные компрессоры АО600
.и АО1200, работающие на аммиаке.
Одна из первых отечественных конструкций бескрейцкопфного
хладонового компрессора без масла была разработана и испытана
ЛТИХП совместно с организациями ЛеиНИИхиммаша, ВНИИхолод-
маша и Черкесским заводом холодильного машиностроения. Шатун-
Шатунные подшипники компрессора были выполнены в виде опорных
сегментов из антифрикционного самосмазывающегося материала
АФ-ЗТ, в состав которого входят порошковые углеродные мате-
материалы и фенолформальдегидная смола в качестве связующего. Опор-
Опорные сегменты подшипников устанавливаются в обойму из термо-
н ударостойкой резины. Уилотиительные и направляющие поршне-
поршневые кольца были изготовлены из фторлонококсовой композиции
Ф4К20.» Под уплотпнтелышмн кольцами были установлены стальные
эспандеры. Дальнейшее совершенствование компрессора направлено
119

на уменьшение мощности трения, увеличение частоты вращения
вала до 25 с и выше.
Бескрейцкопфные компрессоры, Бескрейцкопфные компрессоры,
получившие наибольшее распространение в настоящее время, от-
отличаются большим разнообразием конструкций, простотой устрой-
устройства, надежностью и компактностью. Эти машины, как правило,
простого действия: полость цилиндра, обращенная к картеру, у них
нерабочая. Этот недостаток компенсируется более высокой частотой
вращения вала, меньшей металлоемкостью, возможностью примене-
применения более прогрессивной технологии изготовления. Существенным
недостатком бескрейцкопфных компрессоров является значитель-
значительный унос масла из картера в теплообменные аппараты, что снижает
интенсивность теплопередачи в аппаратах и увеличивает их раз-
размеры и стоимость.
Бескрейцкопфные компрессоры выполняются с воздушным или
водяным охлаждением цилиндров в зависимости от величины холо-
допроизводительности, от типа применяемого холодильного агента
и температурного интервала рабочих режимов. При водяном охла-
охлаждении верхняя часть цилиндров, а иногда и крышки, имеет водя-
водяную рубашку, выполненную в блок-картере или блок-цилиндре.
Бескрейцконфные компрессоры выпускаются как прямоточными,
так и иепрямоточными.
В прямоточном компрессоре всасывающий клапан размещается
в днище поршня и двигается вместе с ним. В такой конструкции
площадь, занимаемая клапаном, как правило, больше, чем в непря-
непрямоточном компрессоре, а следовательно, больше и проходные сече-
сечения. Это обеспечивает меньшие скорости пара и меньшие энергети-
энергетические потери из-за газодинамических сопротивлений. В прямоточ-
прямоточном компрессоре с водяным охлаждением водяная рубашка разде-
разделяет всасывающую и нагнетательную полости. Это ослабляет тепло-
теплообмен между всасываемым и нагнетаемым паром и увеличивает
коэффициент подогрева.
Существенными недостатками прямоточного компрессора яв-
являются сравнительно большая масса поршня и невозможность регу-
регулирования производительности компрессора принудительным от-
открытием всасывающего клапана. Увеличение массы поршня из-за
установки на нем всасывающего клапана приводит к увеличению
сил инерции поступательно движущихся масс, вызывает дополни-
дополнительные напряжения в деталях кривошипно-шатунного механизма
и ограничивает возможность повышения частоты вращения колен-
коленчатого вала.
Современные бескрейцконфные компрессоры имеют двухоиорные
коленчатые валы с двумя коленьями, расположенными под углом
180°. Коренными опорами вала служат подшипники качения, ша-
шатунные подшипники выполнены в виде тонкостенных вкладышей!i
с баббитовой заливкой.
Картер компрессоров заполнен парами холодильного агента,
поэтому выходной конец вала должен быть надежно уплотнен как
во время работы, так и во время стоянки. Это достигается установкой
120

сальника с масляным затвором. Для смазки аммиачных компрессо-
компрессоров применяется масло ХА 30 или ХМ 35; для смазывания хладоно-
вых машин — масла ХФ12-16, ХФ22-24 или синтетическое масло
ХФ22с-16, имеющее неограниченную растворимость с хладоном.
9 10
Рис. 5.19. Бсскрсйцколфиый прямоточный компрессор АУ200:
/ — блок-картер; 2 — сальник; 3 — пластинчатый фильтр; 4 — сетчатый фильтр;
5 — масляный насос; 6 — коленчатый вал; 7 — шатун: S — всасывающая полость;
9 — нагнетательная полость; 10 — нагнетательный клапан; // — всасывающий кла-
клапан; 12 — поршень; 13 — гильза цилиндра
На рис. 5.19 показан разрез крупного прямоточного четырех-
вдлиндрового компрессора АУ200. Его производительность 233 кВт
(при /0 = —15 °С и /„ — 30 °С) при работе на R22 с частотой враще-
вращения вала 24 с*1. Компрессор V-образный с углом развала между
осями цилиндров 90°. В верхней части цилиндров в отливке блок-
картера" расположена водяная полость.
121

Смазывание сальника и шатунных подшипников — принудитель-
принудительное, от шестеренного масляного насоса, а цилиндров, поршневых
пальцев и коренных подшипников — разбрызгиванием. Масло под-
подводится к сальнику, откуда по сверлениям в коленчатом валу по-
подается к шатунным подшипникам. Для облегчения пуска компрес-
компрессора отжимают комбинированный перепускной и предохранитель-
предохранительный клапаны.
Рис. 5.20. Непрямоточный компрессор средней производительности П40:
/ — блок-картер; 2 — гильза цилиндра; 3 — нагнетательный клапан; 4 — всасы-
всасывающий клапан; 5 — поршень; 6 — шатун; 7 — коленчатый вал; 8 — сальник; 9 —
коренной подшипник; 10 — фильтр тонкой очистки; // — сетчатый фильтр; 12 —
масляный насос
На рис. 5.20 показан непрямоточный компрессор средней произ-
производительности П40. Компрессор выпускается в двух модификациях:
с регулированием производительности и без регулирования. Регу-
Регулирование производительности осуществляется путем электрома-
электромагнитного открытия всасывающего клапана.
Бессальниковые компрессоры. Бессальниковые компрессоры имеют
встроенный электродвигатель и блок-картерную бескрейцкопфную
конструкцию. Бессальниковые компрессоры предназначены для ра-
работы на холодильных агентах, не разрушающих медную обмотку
статора электродвигателя — на хладонах R12, R22, R142 и R502.
В этих машинах применяют, как правило, коленчатый вал и, в ред-
редких случаях, для самых мелких моделей — эксцентриковый. В ка-
122

честве коренных опор используются подшипники как качения, так
и скольжения.
В бессальниковых конструкциях всасываемый пар проходит через
зазор между статором л ротором и охлаждает таким образом электро-
электродвигатель. Охлаждение электродвигателя всасываемым паром позво-
позволяет в 1,5—1,8 раза превышать его номинальную мощность, поэтому
Рис. 5.21. Бессальниковый компрессор малой производительности ФБС6
бессалышковые компрессоры имеют встроенные электродвигатели
значительно меньших размеров и массы, чем открытые, однако к этим
двигателям предъявляются повышенные требования в отношении
пускового момента и способности изоляции обмотки длительное время
выдерживать повышенную температуру (до 125 °С), что имеет место
при работе компрессора в режимах с малой производительностью.
Другой важной особенностью бессальниковых компрессоров яв-
является то, что шестеренные масляные насосы в них должны быть
реверсивными, т. е. обеспечивать смазывание механизмов незави-
независимо от направления вращения коленчатого вала машины.
На рис. 5.21 показан вертикальный бессальниковый компрессор
малой цроизводительности ФБС6. Цилиндровый блок, картер и кор-
корпус электродвигателя выполнены в одной отливке. Доступ к меха-
123

низму движения осуществляется через боковую крышку картера,
в торце корпуса электродвигателя имеется крышка для монтажа
вала и двигателя. На конце вала находится диск, захватывающий
масло» которое по каналу вала под действием центробежной силы
поступает к шатунным подшипникам. Всасываемый пар проходит
по каналу между ротором и статором во всасывающую полость блока
цилиндров и оттуда — во всасывающую полость крышки цилиндров.
Рис. 5.22. Герметичный компрессор ФГ0,7
Клапанная группа установлена на общей чугунной клапанной плите.
Всасывающие клапаны — упругие, полосовые; нагнетательные —
дисковые, нагруженные цилиндрической пружиной. Холодильными
агентами могут служить хладоны R12, R22, R142, R502.
Герметичные компрессоры. В герметичных компрессорах отсут-:
ствуют съемные крышки, здесь механизм вместе с электродвигателем
помещен в герметичный сварной стальной кожух. Компрессору
должны отличаться надежностью, долговечностью, малым уровнем
шума.
Рассмотрим конструкцию герметичного компрессора на примере
двухцилиндрового непрямоточного агрегата ФГ0,7 (рис. 5.22). Ком-
Компрессор имеет вертикальный эксцентриковый вал и два горизонталь-
124

ных цилиндра, расположенных под углом 90°. Корпус компрессора /
отлит вместе с цилиндрами из серого перлито-ферритного чугуна
и укреплен в нижней половине кожуха на трех пружинных подне-
сках 3. Бронзовые шатуны 4 с неразъемными головками надеты на
шатунную шейку эксцентрикового вала 5. Съемные противовесы 6
крепятся к валу винтами. Стальные поршни 7 вместо уплотнитель-
ных колец имеют уплотнительные канавки.
Всасывающие и нагнетательные клапаны — пластинчатые, уста-
установлены на общей клапанной плите Р.
В верхнюю часть корпуса запрессован пакет статора электро-
электродвигателя 13. Ротор 12 насажен на верхний хвостовик эксцентрико-
эксцентрикового вала. Двигатель охлаждается всасываемым паром. Для усиления
циркуляции пара ротор снабжен крыльчаткой 11. Во всасывающую
полость головки цилиндров пар поступает по всасывающей
трубке 10. Сжатый пар выходит через глушитель S, расположенный
в корпусе компрессора между цилиндрами, нагнетательный трубо-
трубопровод и выходной штуцер 2.
Узлы и детали компрессоров. Шатунно-поршневаягруппа. Кша-
тунно-поршневой группе относятся поршень, шатун в сборе, поршне-
поршневой палец, поршневые кольца, всасывающий клапан в прямоточных
компрессорах.
В бескрейцкопфных компрессорах применяются поршни тронко-
вого типа, которые характеризуются развитой боковой поверхностью,
необходимой для восприятия нормального к поверхности цилиндра
давления, достигающего 15—20 % от значения свободных усилий
на поршень.
Поршни прямоточных компрессоров (рис. 5.23, а) делятся пере-
перегородкой на две части: крейцкопфную, в которой расположен поршне-
поршневой палец и которая воспринимает большую часть боковых усилий, и
проточную, через которую всасываемый пар поступает к всасыва-
всасывающему клапану, расположенному в верхнем торце поршня.
Наружная поверхность прямоточного поршня состоит из трех
поясов: верхнего, где расположены уплотняющие поршневые кольца;
нижнего — с маслосъемнымн кольцами и среднего, в котором имеются
окна для прохода пара. Высота поршня определяется числом поршне-
поршневых колец и высотой окна в нем для прохода пара. В отечественных
конструкциях принято применять два-три уплотнительных кольца
в верхней части поршня и одно маслосъемное — в нижней. Ход
поршня, высота окна, расположение поршневых колец, а также
размеры отверстий в гильзе цилиндра должны быть взаимно согласо-
согласованы, при этом высота окна в поршне должна быть примерно равна
сумме хода поршня и высоты отверстий в стенке цилиндра. Непра-
Неправильное взаимное расположение нижнего уплотнительпого и масло-
съемного колец по отношению к отверстиям может быть одной из
причин усиленного уноса масла в нагнетательную линию и даже
поломки поршневых колец.
Поршни непрнмоточных компрессоров, по сравнению с описан-
описанными, имеют при одинаковом диаметре с ними меньшую высоту н
массу. В верхней их части располагаются один-три уплотнительных
125

кольца и под ними — маслосъемное (рис. 5.23, б). Расположение
маслосъемного кольца выше поршневого пальца улучшает условия
смазывания поверхности поршня.
Рис. 5.23. Шатунно-поршневая группа:
а — прямоточного компрессора АВ22;
б — иепрямоточного компрессора П40
Уплотиителыще поршневые кольца предназначены для уплот-
уплотнения зазора между поршнем и цилиндром и уменьшения утечки
пара в процессе сжатия. Уплотнение обеспечивают: 1) собственная
упругость колец или плоской пружины — эспандера, применяемого
126

Маслосъемные
кольца
поршневые
в случае изготовления колец из неметаллических материалов; 2) дав-
давление пара в зазоре между кольцом и дном канавки поршня, прижи-
прижимающее кольцо к стенке цилиндра; 3) лабиринтное действие несколь-
нескольких колец. С возрастанием частоты вращения число уплотнительных
колец уменьшается, так как уменьшается относительная величина
утечек. Рекомендуется следующее соотношение [8]:
Частота вращения, с"* 8—12 12—16 16—24
Число уплотнительных колец ♦ » 4 3 2
Основная утечка пара происходит через зазор в замке кольца.
Величина зазора зависит от материала кольца и его максимальной
рабочей температуры. Для чугунных колец аммиачных компрессоров
рекомендуется зазор 0,005 диаметра цилиндра; для хладоновых
машин — 0,003 диаметра цилинд-
цилиндра. Применение для колец неме-
неметаллических материалов, напри-
например фторопласта с наполнителями,
уменьшает трение и износ цилинд-
цилиндра и поршневых канавок»
Маслосъемные кольца предна-
предназначены для уменьшения уноса
масла из цилиндра в нагнетатель-
нагнетательную иолость и далее в систему.
Наиболее распространенными яв-
являются два типа маслосъемиых
колец: конические (а) и с проточенной кольцевой канавкой (б)
(рис. 5.24). Действие конического кольца основано на том, что при
ходе поршня вверх масло попадает в клиновидный зазор, сжимает
кольцо и остается на стоике цилиндра. При ходе порпшя вниз масло
снимается кольцом и собирается в кольцевой проточке, откуда по
отверстиям в стенке порпшя стекает в картер. На внешней поверх-
поверхности кольца второго типа сделана кольцевая канавка, в которую
выходит ряд отверстий или узких щелей, выполненных в стенке
поршня. Это кольцо обеспечивает стекаппе масла в картер как при
ходе поршня вниз, так и при ходе вверх.
Шатуны бескрейцкопфпых компрессоров выполняются с прямым
или косым разъемом. По условиям сборки большей части компрес-
компрессоров нкгрун должен проходить через цилиндр, что ограничивает
поперечный размер нижней головки шатуна. Диаметр шатунной
шейки коленчатого вала в этих случаях не должен превышать 0,55—
0,68 диаметра цилиндра.
■ В многоцилиндровых блок-картерных компрессорах по условиям
жесткости коленчатого вала диаметр шатунной шейки доходит до
0,75—0,8 диаметра цилиндра. В этих случаях шатуны выполняют
с косым разъемом, что уменьшает' поперечный размер нижней
головки.
Клапаны. Клапаны в значительной степени определяют надеж-
надежность if экономичность работы компрессора, поэтому к ним предъяв-
предъявляется ряд разнообразных требований: достаточные площади про-
127

ходных сечений; минимальные мертвые объемы в элементах клапа-
клапанов; максимальная прямолинейность каналов для прохода пара;
небольшие перемещения при работе и малая масса запорных органов-
(пластин, дисков и др.); плотность закрытия; технологичность
изготовления и др. Из этого видно, что требования часто носят про-
противоречивый характер. Например, по условиям малых депрессий
1.ружиня1цис элементы должны иметь небольшую упругость, в то
время как своевременная посадка пластины на седло обеспечивается
повышенной упругостью; малое сопротивление требует увеличенных
Рис. 5.25. Кольцевые клапаны непрямоточного компрессора: а — простые;
6 — с устройством для регулирования производительности;
; _ пружина всасывающего клапана; 2 -■ седло всасывающего клапана; 3 — пла-
пластина всасывающего клапана; •/ -- розетка всасывающего клапана: 5, 7, 8 — пластн-
ны, седло и розетка нагнетательного клапана; 6 -- буферная пружина; 9 — пружина
нагнетательного клапана; 10 — катушка электромагнита
проходных сечений, что противоречит требованию уменьшения мерт-
мертвого пространства и поверхностей каналов, соприкасающихся
с паром.
В крупных и средних бескрейцколфиых непр я моточных ком;,
прессорах наибольшее распространение получили кольцевые кла-
клапаны (рис. 5.25). В этих клапанах пластины имеют кольцевую форму,
их толщина составляет 0,8—1,5 мм. Пластины поднимаются с седла
и садятся на него под действием разности давлений с обеих сторон
пластины. Своевременной посадке пластины па седло способствуют
также цилиндрические пружины, равномерно размещенные по пе-
периметру пластины. Для обеспечения минимального усилия откры-
открытия и своевременного закрытия клапана иногда применяются пру-
пружины переменной жесткости.
В прямоточных компрессорах во всасывающих клапанах обычно
применяют беспружиниые кольцевые или самопружннящие ленточ-
ленточные полосовые клапаны (рис. 5.26). В отличие от кольцевых поло-
полосовые клапаны имеют меньшую массу запорных органов. Пластина,
свободно лежащая на седле, при подъеме прижимается к ограиичи-
128

телю, форма которого соответствует линии прогиба равномерно
нагруженной балки на двух опорах.
Для малых хладоновых компрессоров обычной является конструк-
конструкция, при которой всасывающие и нагнетательные клапаны располо-
расположены на одной плите, закрывающей двухцилиндровый блок (см.
рис. 5.21). Основное преимущество такой конструкции — удобство
монтажа и ремонта; существенным недостатком является повышенный
подогрев всасываемого пара, что ухудшает объемные и энергетиче-
энергетические коэффициенты компрессора.
Высоту подъема пластины выбирают в зависимости от частоты
вращения вала, руководствуясь следующими данными [451:
Частота вращения, с 8 12 16 20 24 48
Высота подъема кольце-
вых клапанов, мм . . . 2,5-3 2—2,4 1,4—1,8 1,3—1,7 1Д—1,5 0,6—0,8
Высота подъема полосо»
вых клапанов, мм . . . 4,7—5 3,6—4 2,4—2,6 2—2,2 1,8—2 1—1,2
Необходимым условием эффективной работы клапанов является
их динамическая плотность, т. е. отсутствие перетечек через щели
в закрытом клапане работающего
компрессора. К нагнетательным
клапанам компрессоров, работаю-
работающим в составе автоматизирован-
автоматизированных холодильных машин предъяв-
предъявляется также требование статиче-
статической плотности. Клапан, имеющий
статическую плотность, препятст-
препятствует повышению давления в кар-
картере и на всасывающей стороне
компрессора во время его стоянки.
Сальниковые уплотнения. Саль-
Сальниковые уплотнения предназна-
предназначены для уплотнения приводного
конца коленчатого вала в месте
выхода его из картера или штока
в месте выхода его из цилиндра
с целью надежной и полной герме-
герметизации рабочих полостей ком-
Рис. 5.26. Ленточный полосовой кла-
клапан прямоточного компрессора
прессора как в процессе его работы, так и во время стоянки.
Штоки крейцкопфиых компрессоров уплотняют многокамерными
сальниками с жесткой набивкой, состоящей из чугунных или алю-
алюминиевых разрезных колец. Число камер в сальнике аммиачного
компрессора составляет три-четыре штуки при диаметре штока 50—
150 мм.
Выходные концы валов бескрейцкопфных компрессоров уплот-
уплотняются сальниками с металлографитовыми стальными закаленными
кольцами и сильфоииыми сальниками.
Преобладающим типом являются односторонние (рис. 5.27, а)
й двухсторонние (рис. 5.27, б) пружинные сальники. В этих саль-
сальниках уплотнение в радиальном направлении обеспечивается плот-
5 П/р И. А. Сакуна
129

ным прилеганием торцевых поверхностей трущейся пары — мегалло-
графитсвого неподвижного кольца и вращающегося вместе с валом
кольца (или двух колец), изготовленного из цементированной зака-
закаленной углеродистой или легированной стали. Подвижное кольцо
уплотняют резиновым или фторопластовым кольцами, стойкими
к воздействию хладоиов, аммиака и смазочных масел.
Трущиеся кольца прижимаются друг к другу одной (при диаметре
вала до 50 мм) или несколькими пружинами, установленными в сепа-
сепараторе. В камеру сальника масло подается насосом, благодаря
чему достигается: дополнительное уплотнение; уменьшение м
2 3
Масло
Рис. 5.27. Пружинные сальники: а — односторонний; б — двухлиронний;
/ — крышка сальника; 2 ■— вращающееся стальное кольцо; 3 — неподвижное ме-
таллографитсвос кольцо; 4 — резиновая прокладка; 5 — ведущее колыи. 6 —
г.ружииа; 7 — нажимное кольцо; 8 — резиновое колыю
трения в трущихся деталях; охлаждение трущихся деталей; унос
продуктов износа. Описанные конструкции сальников отличаются
надежностью, простотой изготовления и монтажа, удобством экс-
эксплуатации.
Системы смазывания. Для надежной и безопасной работы порш-
поршневого компрессора необходимо, чтобы смазкой были обеспечены
все трущиеся пары, а именно: поршень и цилиндр; поршневой и крейц-
копфный пальцы; шатунные и коренные подшипники вала; сальник
вала или штока; механизм передачи движения от вала к масляному
насосу.
По способу подачи масла системы смазывания можно разделить
на две: разбрызгиванием (или барботажную) и принудительную.
В сальниковых хладоиовых компрессорах малой производительности
широко применяют барботажиое смазывание (компрессоры 2ФВ-4/4,5,
ФВ6 и др-)- При этом способе коленчатый вал с помощью специаль-
130

иых разбрызгивателей образует масляный туман, который оседает
иа поверхности трущихся деталей. С увеличением размеров компрес-
компрессора возрастают давления в трущихся парах и энергия, необходимая
для преодоления трения, поэтому в средних и крупных компрессорах
применяется только принудительная система смазывания.
В герметичных компрессорах принудительное смазывание приме-
применяется для обеспечения надежности, снижения уровня шума, а также
для отвода теплоты от трущихся деталей и встроенного электродви-
электродвигателя к кожуху компрессора, охлаждаемого окружающим воздухом.
В холодильных поршневых компрессорах для принудительного
смазывания применяются центробежные, шнековые, шестеренные,
ротационные и плунжерные насосы.
Смазывание бескрейцкопфных средних и крупных компрессоров
чаще всего осуществляют от шестеренных насосов. Встречаются два
варианта размещения таких насосов: ниже уровня масла в картере —
затопленный насос и насос, расположенный по оси коленчатого
вала. Затопленный насос надежен в работе, однако в этом случае
он требует привода из двух-трех шестерен, что делает агрегат гро-
громоздким и трудоемким. Более просты и компактны шестеренные
насосы с внутренним зацеплением, ось которых совпадает с осью
коленчатого вала. Они отличаются хорошей работоспособностью на
масле, насыщенном хладоном, что имеет большое значение при пуске
компрессора после длительной стоянки.
Принудительное смазывание бескрейцкопфных компрессоров мо-
может быть рассмотрено иа примере компрессора П40 (см. рис. 5.20).
Шестеренный насос забирает масло через сетчатый фильтр (фильтр
грубой очистки), приподнятый над дном картера иа 10—15 мм. Иногда
для лучшей фильтрации масла от металлических примесей в сетчатом
фильтре устанавливают постоянный магнит. На нагнетательной
линии насоса устанавливают фильтр тонкой очистки. Для предот-
предотвращения выхода компрессора из строя при загрязнении фильтра
предусматривают обводную линию с перепускным клапаном или
отключение компрессора с помощью защитного реле. Далее масло
поступает в сальник, откуда по каналам в вале подводится к шатун-
шатунным подшипникам. Остальные трущиеся пары смазываются раз-
разбрызгиванием. В крупных компрессорах находит- применение при-
принудительный подвод масла к поршневому пальцу через канал в теле
шатуна.
При использовании коренных подшипников скольжения масло
сначала поступает к ним, затем по каналам в вале подается в шатун-
шатунные подшипники и сальник.
В высокооборотиых многоцилиндровых компрессорах отвод те-
теплоты от картера в воздух может оказаться недостаточным — в этих
случаях могут применяться водяные холодильники, встроенные
в картер.
Масляный насос должен поддерживать давление, превышающее
давление в картере (давление всасывания) на 0,06—0,25 МПа.
В марых компрессорах с вертикальным валом наиболее простым
и надежным способом смазывания является центробежный. Насосом
5* 131

здесь является вал компрессора, имеющий радиальные сверления,
и вертикальный канал, смещенный относительно оси вращения вала.
Масло под действием центробежной силы проходит по радиальному от-
отверстию к вертикал ьному каналу и далее направляется к парам трения.
В малых компрессорах применяются и другие способы смазывания.
Регулирование холодопроизводительности поршневого компрес-
компрессора. Изменение частоты вращения вала компрессора. При этом
способе холодопроизводительность компрессора изменяется почти
пропорционально изменению частоты вращения вала. Изменение
частоты вращения вала может быть
ступенчатым или плавным. Первый
случай соответствует применению мно-
многоскоростных электродвигателей пере-
переменного тока, имеющих две или три
частоты вращения. Плавное регулиро-
регулирование чаще всего осуществляют вклю-
включением регулируемого сопротивления
в цепь возбуждения двигателя постоян-
постоянного тока.
Преимущества регулирования из-
изменением частоты вращения: отсутст-
отсутствие дополнительных устройств в кон-
конструкции компрессора, сохранение
высоких значений объемных и энерге-
энергетических коэффициентов компрессора.
Сложность и повышенная стоимость
электропривода ограничивает область применения данного спосо-
способа регулирования.
Дросселирование пара перед всасыванием. Плавное изменение про-
производительности компрессора можно осуществить путем установки
во всасывающей линии дросселирующего устройства в виде вентиля,
шибера или задвижки. При уменьшении проходного сечения дрос-
дросселя увеличивается его сопротивление, поэтому давление пара,
поступающего в цилиндр, уменьшается от рв до р'в (рис. 5.28). При
этом давление в испарителе, а следовательно, и q0 остаются преж-
прежними, а удельная изоэнтропная работа возрастает, т. е. Гв =
= h — i'\ > i-2 — i\. Коэффициент подачи компрессора умень-
уменьшается, так как уменьшается объемный коэффициент Хс в соответ-
соответствии с выражением E.29). Уменьшаются также коэффициенты А^
и r\t из-за более высокой температуры нагнетания. Индикаторная
мощность компрессора N\ в новом режиме может как увеличиваться,
так и уменьшаться, в зависимости от соотношения давлений /?„, /?в и/?в.
Для оценки энергетической эффективности данного способа
регулирования сравним холодильные коэффициенты без дросселиро-
дросселирования и с дросселированием.
ХолодоЬроизводительность компрессора соответственно этим ука-
указанным случаям определится из выражений:
Рис. 5.28, Изменение состояния
пара при его дросселировании
перед всасыванием в компрессор
' Qo = Wrqo/va Qo — Wrqojvi.
E.46); E.46a)
132

Индикаторная мощность для этих же режимов:
N* - ^т/адМ; N\ = KVJvJvl E.47); E.47а)
Из приведенных уравнений следует:
Эффективный холодильный коэффициент при дросселировании
Так как /;д > /w, uj > см и V < X, то е; < ге.
Перепуск части пара из нагнетательной линии во всасывающую
(байпасирование). При этом способе пар, сжатый компрессором,
делится на два потока: один направляется в конденсатор и далее
через регулирующий вентиль в испаритель, где дает холодильный
эффект, другой дросселируется в специальном байпасном вентиле
до давления всасывания и поступает в компрессор, не участвуя в про-
процессе получения холода.
Таким образом, холодопроизводительность компрессора умень-
уменьшается, а мощность остается примерно прежней.
Холодильный коэффициент без регулирования и с регулированием
- E.49); E.49а)
Отсюда ь:е/Ье =.- Qo/Qo, т. е. холодильный коэффициент после
байпасирования уменьшается во столько раз, во сколько снижается*
холодопроизводителыгость. Кроме низкой энергетической эффек-
эффективности байпасирование имеет другой существенный недостаток:
снижение объемных и энергетических коэффициентов из-за повы-
повышенного перегрева пара на всасывании и роста температуры нагне-
нагнетания.
Подключение дополнительного мертвого пространства. При этом
способе к цилиндру подсоединяется дополнительный объем, величина
которого может изменяться плавно или ступенчато. Дополнительный
объем увеличивает мертвое пространство цилиндра, уменьшает
объемный коэффициент, коэффициент подачи и холодопроизводи-
холодопроизводительность компрессора.
Так как температура кипения и конденсации не меняются, то
уме! ыпение холодопроизводительности будет прямо пропорцио-
пропорциональным уменьшению коэффициента подачи. То же самое (с некото-
некоторым приближением) можно сказать и об индикаторной мощности.
Тогда эффективный холодильный коэффициент после подключения
дополнительного вредного пространства равен
*«— Щ (I'.h ■!■ iVTp "" Ni +NTp
Сопоставление выражений E.48) и E.496) показывает, что регу-
лировайие производительности компрессора путем подключения
133

дополнительного мертвого пространства более энергетически вы-
выгодно, чем дросселирование пара на всасывании.
Принудительное открытие всасывающих клапанов. При этом
способе регулирования производительности, применяемом только
для непрямоточных компрессоров, отдельные цилиндры выключаются
из работы путем фиксации в открытом положении пластин всасы-
всасывающих клапанов. Принудительное открытие и удержание в откры-
открытом состоянии всасывающего клапана осуществляется с помощью
гидравлического, пневматического или электромагнитного приводов.
Электромагнитный способ подъема пластин всасывающего клапана
является отечественным изобретением, имеющим следующие преиму-
преимущества: надежность и долговеч-
долговечность устройства из-за отсутствия
толкателей и других подвижных
частей; компактность устройства,
достигаемая благодаря возмож-
возможности размещения его в розетке
клапана или в верхней крышке
цилиндров (см. рис. 5.25, б).
В отключенном цилиндре пар,
всасываемый при движении порш-
поршня сверху вниз, выталкивается
при обратном его движении во
 всасывающую полость компрессо-
Рис. 5.29. Индикаторные диаграммы ра. Этот способ достаточно эконо-
экономичен, так как в цилиндре с от-
открытыми клапанами затрачивается только работа на трение и срав-
сравнительно небольшая работа на проталкивание пара через клапан,
которая эквивалентна заштрихованной площади ин/шкаторной диа-
диаграммы / на рис. 5.29.
Холодопроизводительность компрессора с числом цилиндров i
после принудительного открытия всасывающих клапанов у одного
или нескольких цилиндров уменьшится в соответствии с выражением
где V — число цилиндров с нормально работающими всасывающими
клапанами после регулирования.
Аналогичным образом уменьшится индикаторная мощность ком-
компрессора (без учета индикаторной работы в отключенных цилиндрах):
N't = Nii'fi. Мощность трения в отключенных цилиндрах умень-
уменьшится незначительно, поэтому
г/ _ Qoi'/i Qo
С учетом очевидного соотношения i'li = А/А
Из этого выражения следует, что уменьшение холодильного
коэффициента после принудительного открытия всасывающих кла-
J34

панов связано с относительным увеличением мощности трения.
Однако этот способ регулирования энергетически более выгоден,
чем дросселирование пара на всасывании.
Существует способ регулирования производительности компрес-
компрессора принудительным открытием всасывающего клапана на части
хода поршня (диаграмма 2 на рис. 5.29). Диаграмма 3 на этом ри-
рисунке соответствует работе цилиндра без регулирования произво-
производительности.
Перепуск пара через регулирующие байпасы. Этот способ находит
применение для крупных прямоточных компрессоров. Байпас 5
^ (рис. 5.30) соединяет полость сжа-
сжатия цилиндра 1 со всасывающей по-
полостью 7. Пропускные окна цилинд-
цилиндра располагают обычно на высоте
Рис. 5.30. Схема регулирования про-
производительности прямоточного ком-
компрессора байпасом
Рис. 5.31. Схема регулирования произ-
производительности выключением одного из
блоков цилиндров
3/4 хода поршня. При открытом соленоидном вентиле 6 золотник
байпаса находится в левом положении и не препятствует перепуску
пара во всасывающую полость. При закрытии вентиля 6 пар про-
проходит из нагнетательной линии 2 через фильтр 3 и дроссельный вен-
вентиль 4 и постепенно повышает давление в полости, расположенной
слева от золотника. По этой же причине золотник преодолевает
усилие пружины, перемещается вправо и перекрывает перепуск-
перепускной канал. Регулирующие байпасы используются также и для раз-
разгрузки компрессора при пуске.
Выключение отдельных цилиндров или блоков. На рис. 5.31 пока-
показана простейшая схема выключения блока цилиндров компрессора.
При открытом вентиле 4 два правых цилиндра выключаются из ра-
работы, так как их нагнетательная сторона будет соединена со вса-
всасывающей линией /. Два левых цилиндра будут работать нормально,
так как нагнетательная линия 2 отсоединена от правого блока об-
обратным клапаном 3. Как и в предыдущем случае, устройство исполь-
используется и для разгрузки компрессора во время пуска.
Расчет поршневого компрессора. Исходные данные. Расчет порш-
поршневого 'компрессора осуществляется, как правило, в следующем
135

порядке: 1) определение объема, описываемого поршнями; 2) выбор
основных параметров; 3) газодинамический расчет; 4) динамический
расчет; 5) расчет на прочность.
Для определения объема, описываемого поршнями, необходимо
знать холодопроизводительность, которую должен обеспечить ком-
компрессор, режим работы, род холодильного агента. Режим работы
определяется температура?ли кипения, конденсации, всасывания и
температурой жидкого холодильного агента перед регулирующим
вентилем.
Объем, описываемый поршнями компрессора (м3/с),
1'т == Qo/(*<fc). E.50)
Эффективная мощность в заданном режиме работы
Л^ = ЛГад/Т|е. E.51)
Коэффициенты к и i|, выбирают по экспериментальным данным
для выпускаемых компрессоров, близких к рассчитываемому по
конструкции и производительности.
Для ориентировочных расчетов применяют зависимости E.32),
E.33) и др. Потерн давления на всасывании и нагнетании принимают:
для хладоновых компрессоров: Д/?в ---_= @,05-г0,1) рв и Д/?н .-=
= @,1-т-0,15) р„\ для аммиачных компрессоров: Д/?в = @,03-г
-2-0,05) /?в и Д/;„ - @,05-7-0,07) /?„.
Нужно отметить, что работа холодильного компрессора не огра- '
пнчивается заданным режимом; в реальных условиях режимы работы
могут существенно отлича1ь*я от заданного (изменения темпера-
температуры охлаждающей конденсатор среды, режима охлаждения и др.). '
Для учета экстремальных условий работы поршневого холодильного
компрессора введены три расчетных режима.
Первый расчетный режим — режим максимальной разности давле-
давлений конденсации и кипения, по которому рассчитывают на прочность
детали механизма движения.
Второй расчетный режим — режим максимальной мощности на
валу компрессора. В этом режиме среднее индикаторное давление
имеет максимальное значение и максимальная мощность определяется
так: iVU}ax =/?iTшахVT. Для этого режима давление конденсации
определяется но максимальной для данного холодильного агента
температуре конденсации, а давление кипения — из соотношения
Pi) *» /V3. По второму расчетному режиму производят расчет сма-
смазывания и выбор мощности привода.
Третий расчетный режим — режим пробных давлений. Приме-
Применяют для расчета на прочность корпусных деталей компрессора,
работающих под давлением паров холодильного агента: картеров,
блок-картеров, крышек картеров и цилиндров.
Расчетные условия для одноступенчатых поршневых холодиль-
холодильных компрессоров новой градации указаны в табл. 5.1.
Основные размеры и параметры. К основным размерам компрес-
компрессора относятся: D -— диаметр цилиндра; S — ход поршня и d —
136

диаметры штоков, если они
имеются. Основные размеры
позволяют определить рабо-
рабочий объем i цилиндров ксм-
прессора.
Основными параметрами
компрессоров являются от-
отношение хода поршня к диа-
диаметру цилиндра i|> = S/D;
частота вращения п, с*1; при-
приведенная частота вращения
у\'п и относительный мертвый
объеме, %. К производным
параметрам относятся: сред-
средняя скорость поршня ст% м/с;
максимальное ускорение
поршня /тах, м/с2 или пара-
параметр ускорения Kj =-Sn2y м/с2;
максимальные удельные си-
силы инерции /,пах, Г 7а; пара-
параметр удельных сил инерции
Ki — S1»5/?2; секундный (или
часовой) теоретический объем,
описанный поршнями Ут,м8/с.
При расчете компрессора
необходимо подобрать такую
комбинацию параметров D,
«S, /, я, которая обеспечила
бы требуемый описанный
объем VT в соответствии с
зависимостью
VT =
E.52)
Из уравнения E.52) с уче-
учетом того, что 5 = i|?D, можно
получить -
ЗЕИ. E.53)
Соотношение E.53) пока-
показывает, что величина $ при
остальных одинаковых пара-
параметрах влияет на диаметр
цилиндра и ход поршня, т. е.
на размеры и пропорции
компрессора. Увеличение
числа г|/ позволяет уменьшить
диаметр цилиндра и сокра-
сократить относительный мертвый
SS
аз
I
X
JQ
i-
g
гельн
<
о
с
г.
о
с
г:
о
rt
о
X
&
ю
о
1
S
X
л
ч
<и
ЛЮДИ"
§
о.
о
g
§
X
ЗВ1
5
см
о
С£
—
с»
со
ГО
GS
502
5
£
с»
а
Ol
5
ев
Пар;
S
S
D
.о
со
ю
о
о
о
LO
ю
о
о
аз
о.
пер
|о
If
s
—*
1,96
^о
1,88
,96
X
^.
S
5
ж
а
я
1 Давле]
рвый
Ш
сч
,06
1
см
8
1,67
СО
1,67
1^
*°.
S
gc
г* 1?
II
I*
Макси
лений
о •
,52
о
S
о
So
о
1,04
О
со
о*4
ю
о
0,69
5
2
S
«[
о
о.
i^
1
|
S
О
О
j
1
1
О
о
оо
о
°
№
Я
о!
КО.
ll
орой
н
Ш
Темпер
ия:
ч
CQ
^5
О)
3
Пробш
со го
С С
со" о
х к
а ^
2 *>
я ^
к % к
ч я «1
етнй
137

объем. Однако при этом увеличиваются ход поршня, длина шатуна
и возрастают удельные силы инерции. Компрессоры с малыми
значениями i|? имеют, как правило, сравнительно высокие часто-
частоты вращения вала. Увеличение г|) целесообразно в тех случаях, ког-
когда для деталей механизма движения можно применить материалы
с высокими механическими свойствами и обеспечить допустимую
скорость пара в проходных сечениях клапанов. Для современных
холодильных компрессоров значения г|) принимают следующими:
для крейцкоифпых машин двойного действия — 0,9—0,8; для бес-
крейцкопфных — 0,8—0,6; для поджимающих — 0,7—0,5.
Одним из важнейших параметров компрессора является частота
вращения коленчатого вала. С увеличением п уменьшаются габа-
габаритные размеры и масса машины. Однако от значения п зависят
не только размеры компрессора, но и объемные и энергетические
коэффициенты, динамические характеристики, протекание рабочих
процессов, трудоемкость изготовления, надежность, экономичность,
долговечность компрессора и привода.
Современное компрессоростроение характеризуется тенденцией
повышения частоты вращения вала машин. Однако увеличение
параметра п приводит к резкому возрастанию сил инерции и к до-
дополнительным потерям мощности и производительности, к снижению
надежности. Частота вращения вала выпускаемых компрессоров
определяется техническим уровнем машиностроения на данное время.
Дальнейшее повышение п возможно только при усовершенствовании
конструкции отдельных узлов и компрессоров в целом, при повы-
повышении требований к конструкционным материалам и смазочным
маслам.
Большая часть современных холодильных бескрейцкопфных ком-
компрессоров имеет непосредственный привод от электродвигателей.
Их частота вращения принимается по электродвигателям с синхрон-
синхронной скоростью вращения 16,7 и 25 с. В настоящее время осваиваются
компрессоры с частотой вращения 50 с.
Непосредственно с частотой вращения связан другой важный
параметр — средняя скорость поршня
ст = 2Sn. E.54)
Средняя скорость поршня в значительной степени определяет
гидравлические потери в газовом тракте, инерционные усилия,
мощность трения и износ трущихся деталей. Параметр ст современ-
современных бескрейцкопфных компрессоров колеблется в пределах 2—
4,5 м'с.
Одним из динамических показателей компрессора, характеризу-
характеризующих степень его форсирования, является параметр удельных сил
инерции Ki
Ki = S*W. E.55)
На рис. 5.32 показана зависимость параметра Кг от описанного
объема одного цилиндра V'Kt характерная для большей части совре-
современных бескрейцкопфных компрессоров.
138

Выбрав значения / и Kh можно определить диаметр цилиндра
по поглэмпирической формуле
"" E.56)
Газодинамический расчет. Газодинамический расчет проводят
q целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических
потерь в характерных сечениях газового тракта, в том числе и в кла-
клапанах.
Условная средняя скорость в рассматриваемом сечении газового
тракта
Ссеч = С„/а//свч, E.57)
где Fn — площадь поршня, м2; /СгЧ — площадь рассматриваемого
сечения, м2. к-п1'/с*
Рекомендуемые средние скорости *'——
пара в проходных сечениях компрес- f2
сора указаны в табл. 5.2 [451.
Для низкотемпературных компрес-
компрессоров (/0 < —25 СС) значения рекомеи- 8
дуемых скоростей надо умножить на §
коэффициент (л/4H»2, где я — отноше-
отношение внешних давлений.
Гидравлические потери на участке
1,6 2,0
8 12 16 20
Изменение масштаба '
ntc. 5.32. Зависимость параме-
С коэффициентом местного СОПроТИВ- тра удельных ил инерции от
ления С определяются ПО формуле описанного объема одного ци-
цилиндра
Д/7 = 0,5£с?еч(>. E.58)
При проектировании клапанов необходимо обеспечить условие
Мкл < 0,25. Критерий скорости потока пара в клапане
Л1КЛ = скл/а9 E.59)
где скл — условная постоянная скорость пара в клапане, м/с; а —
скорость звука в паре, м/с.
Таблица 5.2
Сксрости пара (м/с) в проходных сечениях компрессора
-
Проходное ссчснне
Всасывающий патрубок (вентиль)
Каналы в электродвигателе
Окна в цилиндрах
Всасывающий клапаи:
седло и розетка
щель
Нагнетательный клапаи:
селло и розетка
щель
Нагнетательный патрубок (вентиль)
R717
20—25
—
15—20
25—30
40—60
30—35
40—60
25-30
Холодильным агент
К22, R13
15—20
25—30
10—15
20—25
30—40
25—30
30-40
20—25
HI2, R302,
R12B{, R13B!
12—17
22—27
10—15
17—22
25—35
25-35
25—35
17—22
139

Значение
где Fn — площадь поршня, м2; Ф — эквивалентная площадь кла-
клапана, м2.
Величину Ф, определяющую пропускную способность клапана,
можно определить для любого характерного сечения клапана
Ф=ош/111 = ас/01 E.61)
где аш, ас — коэффициенты расхода щели и седла клапана; /1Ц,
/с — площади проходных сечений в щели и седле клапана.
Коэффициент расхода щели клапана Ощ определяется в соответ-
соответствии с общей зависимостью а1Ц -... 1/|/£щ. Значение коэффициен-
коэффициентов иш клапанов холодильных поршневых компрессоров обычно
находится в пределах 1,5—3, причем меньшие значения относятся
к клапанам, открывающимся непосредственно внутрь цилиндра.
Для кольцевых и ленточных клапанов t ^ 2.
Скорость звука а можно рассчитать по формуле
п.
E.62)
где k — показатель адиабаты; R — газовая постоянная, Дж/(кг-К);
Т — температура пара, К.
Гидравлические потери в клапане
ЛАсл = О,5с5лр. E.63)
Методику более подробного расчета клапанов можно найти
в специальной литературе 144 I.
Динамический расчет. Динамический расчет проводится с целью
определения сил и моментов, действующих в компрессоре. Резуль-
Результаты динамического расчета используются для определения необ-
необходимого махового момента маховика; для расчета противовесов;
для определения неуравновешенных сил и моментов, действующих
на фундамент; для расчета деталей компрессора на прочность, под-
подшипников на износ и для проектирования системы смазки.
На механизм движения работающего компрессора воздействуют
следующие факторы: силы давления пара в цилиндрах; силы инерции
масс, движущихся возвратно-поступательно; силы инерции неурав-
неуравновешенных вращающихся масс; силы трения; вращающий момент.
Для удобства расчета обычно все эти силы представляют в виде
удельных сил, отнесенных к единице площади поршня.
Силу давления пара в цилиндре или газовую силу рГ определяют
из индикаторной диаграммы компрессора, построенной по условиям
расчетного режима.
Удельные силы инерции от масс, движущихся возвратио-посту-
пателыю, определятся по формуле
Juc = (МIlc/F,,)wV (cos a + К cos 2a), E.64)
где Мпс — масса частей, движущихся возвратно-поступательно, кг;
со — угловая скорость вращения вала, равна 2лл, рад/с; г — радиус
140

кривошипа, равный 5/2, м; X — отношение радиуса кривошипа
к длине шатуна (К ^0,17-^0,22).
'<• Массу Л411С определяют как сумму масс поршня в сборе и одной
третьей массы шатуна; для крейцкопфных машин сюда входят
массы штока и крейцкопфа..
Удельные силы треиия деталей, движущихся возвратно-посту-
йателыю /?тр ПР, считают постоянными по величине и равными
0,06 МПа.
Суммирование всех сил дает свободную
удельную силу
Рев = Pv + Jnc + Ртр. пс- E.65)
Сила рсв действует по оси цилиндра pnf
(рис. 5.33) и может быть разложена на
рт — силу, сжимающую или растягиваю-
гчую шатун, и N — силу, прижимающую
поршень к стенке цилиндра. Эти силы
определяются по формулам
и N = л,
Силу /?ш можно разложить на танген-
тангенциальную Т и радиальную Z
Рис. 5.33. Силы, действующие
в кривошипно-шатунном ме-
механизме
Силы Т и Z воспринимаются опорами
коленчатого вала, кроме того, сила Т на
плече г создает момент, препятствующий
вращению вала. По зависимости Т — / (а)
строят тангенциальную диаграмму для
одного цилиндра. При расположении на
одной шатунной шейке двух или более
шатунов индикаторную диаграмму для одного цилиндра в тех же
координатах сдвигают по ходу вращения вала иа угол развала (угол
между осями цилиндров). При двухколейном вале суммируют ре-
результирующие диаграммы обоих коленьев с учетом угла между ними.
Среднее значение Тер находят как высоту прямоугольника,
-площадь которого равновелика площади под кривой Теум = <р (а),
а основание равно длине диаграммы. На тех участках суммарной
диаграммы тангенциальных сил, где Т > Тср кинетическая энергия
маховика расходуется, а частота вращения вала уменьшается и
наоборот. Неравномерность вращения вала приводит к вибрации
компрессора и пульсации тока в сети питания электродвигателя.
Степень неравномерности вращения вала можно определить по
формуле
E.66)
где / — избыточная площадь диаграммы (одной волны) над ордина-
ординатой Т!ср, мм2; /лт -- масштаб удельной силы Т, Па/мм; mr — мае-
141

штаб длины окружности вращения кривошипа, м/мм; AfMX -r- масса
маховика, кг; DMX — диаметр инерции маховика.
В случае привода от асинхронного электродвигателя с ременной
передачей или эластичной муфтой степень неравномерности рекомен-
рекомендуется принимать в пределах б = 0,04-1-0,025. При заданной сте-
степени неравномерности б по формуле E.66) можно рзссчитать пара-
параметры маховика Ммх и DMX. Для встроенных электродвигателей
маховой момент ротора должен обеспечивать степень неравномер-
неравномерности б в пределах 0,033—0,125.
От неуравновешенных вращающихся масс возникает центробеж-
центробежная сила
оJ/-вр, E.67)
где Мвр — масса неуравновешенных вращающихся частей, кг;
/вр — радиус инерции массы Мвр, м. Масса Мвр складывается из
масс шатунной шейки, неуравновешенной части щеки вала и части
массы шатуна, обычно составляющей Мвр, ш = 0,67Мш, где Мш —
масса шатуна, кг.
Для уравновешения силы инерции Увр на валу с одним коленом
устанавливают два противовеса, масса которых находится из усло-
условия 2МдргПр = Мвргвр, где гпр — расстояние от центра тяжести
противовеса до оси вращения, м (рис, 5.33).
Силу инерции Уцс E.64) можно разложить на две: силу инерции
первого порядка
/пс г = (MUC/Fn) coV cos a E.68)
и силу инерции второго порядка
^пс 2 = Я (Mac/Fn) coV cos 2a. E.68a)
Обе силы направлены по оси цилиндра, но амплитуда силы У1/с2
в 1/Я раз меньше, а частота изменения вдвое больше, чем у силы
•'ас V
Установим дополнительный противовес с массой Мг и радиусом
инерции rv Удельная центробежная сила JMly развиваемая им,
будет постоянна йо величине й направлена всегда по линии кри-
кривошипа
Jmi= (Mx/Ftt)^rv
Разложим силу JMl на вертикальную и горизонтальную состав-
составляющие: вертикальная составляющая
JB = JM г cos a = (Mx/Fn) coVxCOSa; E.69)
горизонтальная составляющая
Jr = JMl sin a = (Af,/Fn) coVx sin a. E.70)
Из сопоставления уравнений E.68) и E.69) видно, что при усло-
условии /Ип(/ = Мггг силы инерции первого порядка полностью урав-
уравновешиваются. При этом, однако, появляется дополнительный не-
неуравновешенный момент и неуравновешенная горизонтальная со-
составляющая JP.
142

Таким образом, противовес может полностью или частично урав-
уравновесить силу инерции первого порядка, но при этом возникают
силы в направлении, перпендикулярном к осям цилиндра и вала.
Пользуясь этим свойством, можно равномерно распределить силу
Упс1 по вертикальному и горизонтальному направлениям, приняв
МуГу - 0,5Мпсг.
В одноцилиндровом компрессоре силы инерции второго порядка
противовесами не уравновешиваются. Для их уравновешивания не-
необходимо устройство, значительно усложняющее конструкцию ком-
компрессора. Лучшую степень уравновешенности можно обеспечить
применением более сложных кинематических схем компрессоров,
в частности, с двухколенчатым валом и с вертикальным, угловым
или оппозитным расположением цилиндров. Например, схема с V-
образным расположением цилиндров под углом 90° характеризуется
тем, что равнодействующая сил инерции первого порядка постоянна
по величине и направлена по радиусу кривошипа, что дает возмож-
возможность уравновесить ее противовесами. Подробные динамические ха-
характеристики различных схем компрессоров приведены в работах
18, 30 ].
§ 5.2. Винтовые компрессоры
Классификация. Принцип работы. Достоинства и недостатки.
Типы винтовых компрессоров и их конструктивные схемы. Винтовые
-компрессоры, как и поршневые, относятся к классу компрессоров
объемного принципа действия. Повышение давления пара (газа)
в них достигается за счет уменьшения замкнутого объема, образуе-
образуемого впадинами винтов и стенками корпуса.
Винтовые компрессоры являются быстроходными машинами, они
не имеют всасывающих и нагнетательных клапанов, их враща-
вращающиеся рабочие органы — винты работают, как правило, не касаясь
друг друга и корпуса. Взаимное касание только винтов допускается
при подаче в компрессор смазывающей жидкости.
В зависимости от фазового состояния, соотношения фаз и состава
рабочего вещества винтовые компрессоры делятся на следующие типы:
1) винтовые маслозаполненные компрессоры (ВМК);
2) винтовые компрессоры сухого сжатия (ВКС), в которых
основные детали могут охлаждаться паром или жидкостью;
3) винтовые компрессоры мокрого сжатия, работающие с впры-
впрыском в рабочие полости сравнительно небольшого количества жид-
жидкости, главным образом, с целью снижения температуры сжимаемого
пара (газа).
В народном хозяйстве страны применяются все типы винтовых
компрессоров. В холодильной технике в настоящее время приме-
применяются преимущественно винтовые маслозаполненные компрессоры
как в паровых, так и в газовых компрессорных холодильных маши-
машинах. Масло в рабочие полости впрыскивается в значительном коли-
количестве. Оно предназначено для уплотнения зазоров между рабочими
143

органами компрессора; для отвода теплоты сжатия пара и от нагре-
нагретых деталей; для смазывания компрессора и для снижения уровня
звука.
По числу основных деталей — роторов — винтовые компрессоры
могут быть "одно-, двух- и многороторными. Последние не получили
применения. Некоторое применение нашли однороторные компрес-
компрессоры. Наибольшее распространение получили двухроторные винто-
винтовые компрессоры. На рис. 5.34 показана конструктивная схема
двухроторного холодильного маслозаполненного компрессора.
Компрессор состоит из корпуса 2, имеющего вертикальный
разъем, передней крышки 1 с камерой всасывания и задней крышки 3.
В цилиндрических расточках корпуса помещаются ведущий (ВЩ) 5
и ведомый (ВМ) 4 роторы, вращающиеся в опорных подшипниках
скольжения 6 (или качения). На средней утолщенной части ротора
нарезаны зубья ВЩ и ВМ винтов, входящих во взаимное зацепление,
подобно зубчатым колесам. Осевые силы, действующие на роторы,
воспринимают упорные подшипники 7. Часть осевой силы снимают
разгрузочные поршни 8. В нижней части корпуса — в области сжа-
сжатия пара — в цилиндрической расточке помещен золотник 9, пред-
предназначенный для регулирования производительности компрессора.
От проворачивания вокруг своей оси его предохраняет направля-
направляющая шпонка, позволяющая в то же время свободно перемещаться
золотнику вдоль оси.
Наличие золотника является характерной особенностью холо-
холодильных винтовых компрессоров, но не только холодильных, так
как в последние годы некоторые фирмы начали выпускать воздушные
(газовые) винтовые маслозаполненные компрессоры с золотниковым
регулированием производительности.
Винтовые компрессоры современной конструкции появились
сравнительно недавно.
В 1949 г. в нашей стране были созданы методики расчета винто-
винтовых компрессоров и инструмента для изготовления винтов, а в 1952 г.
были изготовлены первые образцы воздушных и газовых машин.
Последние работали с вспрыском в рабочее пространство воды.
В компрессорах сухого, а также мокрого сжатия взаимное каса-
касание винтов не допускается и поэтому синхронизация их вращения
достигается благодаря наличию пары зубчатых колес — шестерен
связи, расположенных соответственно на валах ВЩ и ВМ винтов.
Кроме того, шестерни связи передают обычно небольшой крутящий
момент с одного ротора на другой (см. с. 197).
В конце 50-х начале 60-х годов появились винтовые компрессоры,
работающие с впрыском масла, получившие название маслозапол-
ненных. Их конструкция по сравнению с компрессорами сухого
сжатия и машинами, работающими с впрыском капельной жидкости,
не обладающей смазывающими свойствами, несколько упростилась.
Оказались излишними шестерни связи, так как при наличии смазки
допускается взаимное касание винтов компрессора, чем и обеспечи-
обеспечивается их кинематическая связь. Упростились узлы уплотнений
и подшипников.
144

•к Ou
3 О
s H
II
«a
Ш
CO »
I
Q.
445

Нагнетание
Нагнетание
В холодильных машинах винтовые маслозаполненные компрес-
компрессоры начали применяться в 1960—1962 гг. при работе на R717.
В пашей стране впервые был спроектирован, изготовлен и иссле-
исследован (на кафедре холодильных машин ЛТИХП) холодильный вин-
винтовой маслозаполненный компрессор в составе паровой холодильной
машины. Рабочим веществом являлись аммиак и хладоны R12,
R22. Данные этих исследова-
исследований, а также работы других ис-
исследовательских и проектных ор-
организаций (ВНИИхолодмаша,
СКВ по компрессоростроению и
др.) легли в основу расчета
первых холодильных винтовых
компрессоров, созданных в Со-
Советском Союзе и серийно выпус-
выпускаемых на ряде заводов.
Однороторный винтовой ком-
компрессор в маслозаполненном
варианте имеет один многоза-
ходный винт 1 (нарезанная
часть ротора) и один или два
(рис. 5.35) уплотнительных дис-
диска 2 сбоку. Оси вращения вин-
винта и уплотнительных дисков
скрещиваются под прямым уг-
углом. Зубья уплотнительных
дисков перекрывают впадины
между зубьями винта по диа-
диаметральной плоскости, разделяя
тем самым винт и его впадины
на две части. Каждая часть ра-
работает обособленно: с одного
торца происходит заполнение
полостей всасываемым паром,
с другого — после внутреннего
сжатия, происходит нагнетание
через окно в корпусе. Достоинством одновинтового компрессора
является хорошая уравновешенность винта от действия радиальных
сил при параллельной работе обеих частей. Однако моменты сил,
осевые силы как и силы, действующие на уплотнительные диски,
не уравновешиваются.
Такие компрессоры выпускаются некоторыми зарубежными фир-
фирмами в составе холодильных агрегатов средней и большой (до
1300 кВт) холодопроизводительности. В СССР выдано несколько
авторских свидетельств на изобретение однороторных винтовых
компрессоров *. Некоторые из этих изобретений были осуществлены
Всасывание-
Рис. 5.35. Схема однороторного винто-
винтового маслозаполненпого компрессора:
1 — ротор; 2 — уплотпнтельный диск; 3 —
камера всасывания; 4 — корпус компрес-
компрессора; 5 — окно нагнетания; в — вал ком-
прессорл; 7 — ох ли уллогимтельного длена
1 А. с. 101569 (СССР) от 1958 г. А. с. 134803 (СССР). Тороидный двухступенчата
компрессор/С И. Ш и бр я. Опубл. в Б, И., 1961, № 1.
146

в наш?й стране в начале 50-х годов. Компрессоры предназначались
для сжатия газов, в частности воздуха, с впрыском воды и без него.
В этом случае боковые уплотнительные диски не должны касаться
винта своими зубьями, а для этого необходимо связать синхронным
движением валы уплотнительных дисков и вал винта, чего не тре-
требуется у маслозаполненных компрессоров. Кинематика связи валов
конструктивно сложна, что и затрудняет распространение таких
компрессоров.
Однороторные винтовые компрессоры мало исследованы, но из
сказанного ясно, что перспективу широкого применения могут
получить маслозаполненные машины, если удастся уменьшить про-
протечки пара через зазоры и потери давления в окнах.
В силу указанных причин в дальнейшем будем рассматривать
двухроторные винтовые компрессоры, получившие применение пре-
преимущественно в холодильной технике.
Принцип действия двухроторного винтового компрессора (см.
рис. 5.34). Рассматривая принцип действия винтового компрессора,
необходимо иметь в виду следующее: корпус компрессора имеет
окно всасывания и окно нагнетания, расположенные приблизительно
по диагонали, если смотреть сбоку на цилиндрические расточки
(отверстия) для винтов; винты представляют собой косозубые круп-
крупномодульные цилиндрические шестерни постоянного осевого шага
с зубьями специального профиля. Зубья парных винтов при взаим-
взаимной обкатке образуют теоретически беззазорное зацепление. В по-
полости (впадины) между зубьями из камеры через окно всасывания
поступает пар.
Окно всасывания занимает только часть (хотя и большую) тор-
торцевой площади, ометаемой зубьями винта. Окно напоминает грече-
греческую букву со, так как имеет перемычку (см. рис. 5.44).
Всасывание начинается в тот момент, когда очередные полости
ВЩ й ВМ винтов подойдут и затем соединятся с окном всасывания.
К этому моменту лишь часть объема полостей освободилась от зубьев.
По мере вращения винтов освобождающийся объем полостей уве-
увеличивается, процесс всасывания продолжается.
В определенный момент торцы впадин винтов подходят к пере-
перемычке окна и отсоединяются от камеры всасывания, после чего
наступает процесс переноса газа, заметно выраженный обычно
у ВМ винта.
При дальнейшем вращении полости ВЩ и ВМ винтов, начиная
с полости ВЩ постепенно заполняются зубьями парного винта.
Объемы полостей, заполненные паром, постепенно уменьшаются,
поскольку после окончания процессов всасывания и переноса по-
полости еще не подошли к окну нагнетания, находящемуся с про-
противоположного торца винтов, и не соединились с ним. Пар, пере-
перемещаясь вдоль полостей винтов в сторону торца (и камеры) нагне-
нагнетания, одновременно сжимается и его давление повышается.
Окно нагнетания, расположенное в основном с торца и частично
сбоку винтов в корпусе компрессора, имеет такие размеры, которые
обеспечивают, с одной стороны, получение заданного внутреннего
147

давления сжатия пара в полостях винтов, с другой — приемлемую
скорость движения пара через окно нагнетания. В момент соедине-
соединения полостей с окном нагнетания заканчивается процесс внутреннего
сжатия в компрессоре и начинается процесс нагнетания (выталки-
(выталкивания) рабочего вещества. Необходимо иметь в виду, что рабочие
полости ВЩ и ВМ винтов, в которых осуществляется в данный
момент процесс сжатия, в силу своих геометрических форм всегда
соединены между собой и образуют одну парную полость (см.
рис. 5.34, 5.43). Таким образом, полости, следующие одна за другой
при вращении винтов, заполняются паром с торца всасывания и
освобождаются от него с противоположного торца — нагнетания,
причем ни одна парная полость не может быть соединенной одно-
одновременно с камерами всасывания и нагнетания.
Если мысленно провести плоскость, в которой лежат обе оси
вращения винтов — плоскость осей, то по одну сторону плоскости
будет располагаться в основном область всасывания, по другую —*.
область сжатия, т. е. область повышенных давлений.
В винтовом компрессоре, как и во всех машинах объемного
сжатия, процессы всасывания, переноса, сжатия и нагнетания
имеют циклический характер, строго следуя один за другим. Их ча-
частота определяется частотой вращения ВЩ винта п и числом его
впадин (зубьев) г. При п = 50 с и г — 4 частота циклов в секунду
составит nz = 200, что практически воспринимается как непрерыв-
непрерывная подача рабочего вещества.
На рис. 5.36 приведена схематизированная конструкция холодиль-
холодильного ВМК, разработанная СКВ по компрессорост роению. Внеш-
Внешние обводы корпуса компрессора в поперечном сечении представляют
собой правильную окружность, что существенно улучшает его тех-
технологичность, облегчает центровку деталей корпуса, упрощает
сборку, уменьшает его деформацию. Все это окупает некоторое
увеличение массы и одного из габаритных размеров корпуса. Отме-
Отметим при этом, что диаметраль окружности корпуса смещена в сторону
золотника и не лежит в плоскости осей винтов.
Привод компрессора осуществляется за ВМ винт 9, однако пол-
полный крутящий момент компрессора получает ВЩ винт 20 через
пару зубчатых колес 8 и 23, поскольку зубья винтов с асимметрич-
асимметричным профилем СКВ по компрессоростроению не допускают передачу
механической энергии от ведомого винта к ведущему. Благодаря
составному колесу 8 зубчатая пара позволяет произвести необходимую
регулировку боковых зазоров между зубьями винтов. Таким образом,
здесь зубчатые колеса 8 и 23 одновременно выполняют и функции
шестерен связи.
Разгрузочный поршень 15 имеется только на ВЩ винте, более
нагруженного осевой силой. Назначение других деталей и узлов —
обычное для ВМК.
Рабочие зазоры в винтовых компрессорах существенно влияют
на объемные и энергетические показатели машин. В винтовых ком-
компрессорах сухого сжатия зазоры обычно существенно больше, чем
у маслозаполненных. Исследованиями, проведенными на кафедре
148

холодильных машин ЛТИХПа, установлена возможность надежной
работы хладоновых ВКС с такими же зазорами, как н у маслоза-
маслозаполненных компрессоров. Критерием здесь является температура
нагнетания, которая у хладоновых холодильных компрессоров
обычно не превышает 100 °С.
Важным достоинством двухроторных винтовых маслозаполнен-
ных компрессоров является возможность регулирования их произ-
производительности в широком диапазоне: от полной до примерно 15 %
(благодаря наличию золотника 2, рис. 5.36). Перемещаясь вдоль оси
в сторону торца нагнетания, золотник открывает доступ пара из ра-
рабочих полостей в камеру всасывания, тем самым фактически сокра-
сокращает рабочую длину винтов и, следовательно, производительность
компрессора. При пуске компрессора необходимо уменьшить до ми-
минимума потребляемую им мощность. С этой целью золотник переме-
перемещают в крайнее положение, в сторону нагнетания, тем самым обеспе-
обеспечивая минимальную производительность компрессора и соответ-
соответственно минимальную пусковую мощность.
Применение регулирующего золотника позволяет осуществлять
один из наиболее экономичных способов регулирования производи-
производительности, обеспечивающего в конечном итоге значительную эко-
экономию энергии.
Технико-экономическая характеристика ВМК. В холодильной
технике винтовые маслозаполненные компрессоры применяются
в настоящее время в области холодопроизводительности примерно
от 50 до 3500 кВт при работе на R12, R22 и R717.
Частота вращения ВЩ ротора компрессора обычно составляет
от 200 с A2 000 об. мин) до 30 с A500 об/мин) в зависимости от
диаметра винтов, обеспечивая оптимальное значение основного
кинематического показателя — окружной скорости на внешней
окружности винта. Последняя для маслозаполненных компрессо-
компрессоров должна находиться в пределах от 28 до 55 м/с в зависимости от
степени повышения давления, типа холодильного агента, профиля
зубьев (см. рис. 5.66).
Для ВКС окружная скорость значительно выше и определяется
типом рабочего вещества, профилем зубьев, степенью повышения
давления, разностью давлений нагнетания и всасывания и рядом
других факторов (см. [33]).
Энергетическая эффективность лучших холодильных ВМК при
оптимальных условиях работы находится на уровне поршневых
компрессоров, уступая эффективности последних при малой холо-
холодопроизводительности. Массогабаритные показатели холодильных
'ВМК существенно лучше показателей поршневых компрессоров.
Перепад давлений между нагнетанием и всасыванием в холодиль-
холодильных маслозаполненных компрессорах достигает 1,7—2,1 МПа.
По сравнению с поршневыми компрессорами можно отметить
следующие достоинства винтовых: высокая надежность и большой
моторесурс; значительно большая быстроходноеть, что предопреде-
предопределяет лучшие массогабаритные показатели; отсутствие деталей, со-
совершающих возвратно-поступательное движение и сопутствующих
149

150

151

r*rm>
_ i
"sg&
152

ему сил инерции; вращающиеся детали динамически полностью
уравновешены, что исключает необходимость в массивных фунда-
фундаментах; отсутствие таких недолговечных деталей, как клапаны,
норш.четые кольца, а также высоконапряженных деталей; стабиль-
стабильность энергетических и объемных показателей в течение длительной
эксплуатации; малые газодинамические потери давления в окнах
всасывания и нагнетания вследствие отсутствия клапанов; практи-
практически исключен гидравлический удар; возможность работы на двух-
двухфазных средах; возможность эксплуатации, исключающей постоян-
постоянное присутствие обслуживающего персонала.
Эти достоинства предопределили их меньшую себестоимость,
более низкие капитальные затраты и эксплуатационные расходы,
отнесенные к единице холодопроизводительности. К сказанному
следует добавить, что винтовые компрессоры сухого сжатия обеспе-
обеспечивают подачу рабочего вещества, совершенно не загрязненного
маслом.
Однако винтовые компрессоры имеют постоянную геометрнчо
скую степень сжатия гг, а машины малой холодопроизводительности,
кроме того, — относительно большие обратные протечки пара че-
через щели внутри компрессора, чем и объясняется их несколько
худшая энергетическая эффективность по сравнению с поршневыми
компрессорами такой же производительности.
По сравнению с центробежными компрессорами винтовые масло-
заполненные холодильные компрессоры обладают следующими пре-
преимуществами: отсутствие помпажных зон (см. гл. 6); возможность
работы на любых холодильных агентах без существенного изменения
конструкции; отсутствие функциональной связи между частотой
вращения роторов и степенью повышения давления; экономичное
регулирование производительности изменением частоты вращения
компрессора без изменения степени повышения давления, а также
регулирование производительности золотником.
Важным достоинством винтовых компрессоров является также
их особенность, позволяющая в одноступенчатом компрессоре осу-
осуществить двух- или более ступенчатое сжатие, пропустив соответ-
соответствующую часть пара через промежуточные теплообменники. Такой
принцип удачно реализован в цикле холодильной машины с доза-
рядкой (с так называемым экономайзером, см. рис. 4.19). Отметим
также, что использование этой особенности существенно повышает
энергетическую эффективность холодильных машин с винтовым ком-
компрессором.
Винты компрессора. Производительность компрессора при про-
прочих равных условиях зависит от объема впадин (полостей) винтов.
Теоретический объем полостей винтов определяется следующими
основными параметрами: числом зубьев на одном из винтов, напри-
например ведущем гг или ведомом г.,; передаточным числом l in -■- z2>'zl =
= пх'пг\ /21 = l/*i2» межосевым расстоянием А (см. рис. 5.36); внеш-
* Индексы 1 и 2 здесь и далее относятся соответственно к ведущему и ведомому
винтам. •
153

ними диаметрами винтов Dx и £>2; длиной винтов, т. е. нарезанной
частью ротора /в.
Эти параметры определяют в основном теоретическую объемную
производительность машины за один оборот ведущего винта, пред-
представляющую собой аналог объемной производительности за один
рабочий ход поршневого компрессора. Некоторое влияние на теоре-
теоретическую объемную производительность при прочих равных усло-
условиях оказывает тип профиля зубьев винтов.
Среди названных выше основных параметров не указан угол
|5„ наклона винтовой линии зубьев на начальных цилиндрах винтов,
так как непосредственно на теоретическую производительность
он влияния не оказывает. Однако от него зависит возможность
внутреннего сжатия пара в компрессоре, существенно зависят раз-
размеры окон всасывания и нагнетания и, следовательно, при прочих
равных условиях — газодинамические потери. Таким образом, па-
параметр рц косвенно влияет на действительную производительность
машины.
Основные параметры позволяют получить ряд производных от
них параметров винтов, необходимых и удобных для конструирова-
конструирования винтов, элементов корпуса, расчета мерительного и режущего
инструментов. К таким параметрам относятся диаметры начальных
окружностей ВЩ и ВМ винтов:
Ход винтовой линии (зуба) ВЩ и ВМ винтов:
Угол закрутки винта — угол, на который повернут торец нагне-
нагнетания по отношению к торцу всасывания ВЩ и ВМ винтов:
— / 2я — /п
гДё rm ~ 0»5d1H; rm = 0,5d2H-
Из этих зависимостей получим:
Номинальная высота головки зуба ВЩ винта равна номиналь-
номинальной высоте ножки зуба ВМ винта:
а = 0,5 (Ох — d1H). E.75)
Номинальная высота ножки зуба ВЩ винта равна номинальной
высоте головки зуба ВМ:
г0 = 0,5 (D2 — Ли)- E.76)
154

: *. Относительная .высота головки » ножки ВЩ зуба:
С = а/гш; £о = го/г1в. E.77)
Определение оптимальных значений указанных выше величии
имеет большое значение, так как от них при прочих одинаковых
условиях зависят основные технико-экономические показатели ком-
компрессора. Эти же величины определяют всю совокупность размеров
винтов, охватывающих известный диапазон производительности
и условий работы.
Винты, являясь наиболее сложной и точной деталью компрес-
компрессора, требуют для своего изготовления специального инструмента,
Рис. 5.37. Торцевое сечение ВМ (а), и Рис. 5.38. Торцевое сечение ВЩ (а) и
ВЩ (б) винтов типоразмерниго ряда с ВМ (б) винтов типоразмерного ряда с
зубом симметричного эллиптического зубом асимметричного профиля: 9t =*
профиля: Oj =29° 03' 45, 8385"; 2ао = = !,503= 42°22'2,28"; 02 = 1,594 =*
= 31° 52' 28,323"; ва= 19е 22' 30,559"; = 19° 42' 49,104"; 95 - 47° 59' 32,28";
2-23 = 21° 14' 52,882" 9в= 25°20' 19,104''; 0- - 31°59' 41,28";
08 ^ 16° 53' 32,64"
приспособлений, станочного оборудования. Ограничения по этим
причинам числа типоразмеров винтов, увеличивая серийность их
изготовления, при одновременном обеспечении унификации дру-
других деталей дают большой экономический эффект.
С учетом этих обстоятельств, в нашей стране были разработаны
типоразмерные ряды на винты и винтовые компрессоры 133, 45],
В табл. 5.3 и 5.4 приведены некоторые типоразмерные ряды винтов,
а на рис. 5.37 и 5.38 — их торцевые сечения.
Требования к зацеплению винтов. Одним из условий возможности
внутреннего сжатия газа в винтовом компрессоре является отделе-
отделение области всасывания от области сжатия. Для этого необходимо
•обеспечить герметичность в направлении, нормальном к плоскости
осей, — назовем ее поперечной. Кроме того, в самой области сжа-
сжатия, где происходит уменьшение объема парных полостей, необхо-
необходима их взаимная изоляция. Для этого кроме поперечной должна
осуществляться также продольная, иначе осевая герметизация.
В области всасывания осевая герметизация не только излишня,
но и вредна, так как она ухудшает наполнение полостей зарядом
свежего пара.
155

■*- °9. ч
оо со о сч
$5 = 2-
о о
S S
СО —
8 8* 2
со со
1^ О*
О О
— о
О
«О
О
О О О
S Й S « s s-
о о
о
CD
о
^ t ^
оо ю ю ао
5 8 5
S
«5
8 §
О О О
СО О г-
"^ со "^
а
s
О О О -г J^
<о* см V - -
СО СО Г"*» Oi
<м —
.см
щ
8 S
00 СО <N
00 Ю СО*"
00
S?
I-
CO
S
о
оо
Ю Ю 00
о" ei ^
сч o
СО
СО
о о о о со сосооо
S 8 8 8 S £ « S 5 = - -
(N 00
—Г со" ^
Ю 1-. СО .
** О0ж со^ <М СО
СО
00 00*
8
со.
О О
СО Ю
—. о —'
СО — —
S 8
О О О СО СО
156
СО S
аа
so
S
тз тз n: -J а <Г •?
«г Q
53

S 8 a
8*8
©„©.©•fee* § да -
I 1 .8• S « g- § % S S-
Я Я Я 8 53
^ S8
CO "* N CO CO
-" (N (N O> CO Oi" CO
О О 1Л 00 Ю СО
Г? СО Ю СЛ
8 8
— СМ <М —
* 5 3 8 8
со —
"^ СО
со
0
I I I §
sj s"
N
CO 00 «D 00 Ю CO
1Л СЧ СЛ CM CO
00 W (N N <N
см со г- oi
S 8 S
CN Г- CN w. ' *
см см о 1^.
00
1^. со —'
•8 §J 8
11 9
о о о
S S 8 8 S а **"
Ob О)
со* rf
8 'X
c-i .i
to «o
S
9
п
О. О,
i §
•I -J
I i
so» о со
g-o ~ -
8 S °~я j«
ж 2,
a*
С if
157

Из этих противоречивых требований к профилям зубьев винтов
вытекает необходимость применения неодинаковых ветвей передней
и тыльной частей профиля зуба, чем и объясняется применение
асимметричных профилей. Только они могут одновременно обеспе-
обеспечить: 1) осевую герметичность парных полостей винтов в области
сжатия; 2) свободный массообмен между полостями в области вса-
всасывания, обусловливающий их лучшее наполнение. Необходимо
также иметь в виду, что полная осевая герметичность в области сжа-
сжатия возможна только теоретически. Наличие зазоров между зубьями
винтов, а также между винтами и корпусом обусловливает массо-
массообмен, нарушая поперечную и продольную герметичность.
Различают теоретический, номинальный и действительный раз-
размеры зубьев винтов и элементов их зацепления. Теоретиче-
Теоретический размер профиля зубьев винтов обеспечивает их безза-
беззазорное зацепление при теоретическом расстоянии между осями
винтов. Теоретические значения этих элементов используются для
аналитических расчетов винтов и их зацеплений, расчетов режущего
и мерительного инструментов, предназначенных для изготовления
винтов.
Для образования зазоров между зубьями винтов занижают
(уменьшают) теоретические размеры некоторых элементов зубьев
обоих винтов или одного из них, а также производят раздвижку
осей винтов, несколько увеличивая теоретическое межосевое рас-
расстояние 133]. Применяется и комбинированный метод. В результате
таких отступлений от теоретических размеров профиль зубьев и
элементы зацепления (в частности, межосевое расстояние) получают
н о м и н а л ь и ы е (чертежные) размеры.
Действительные размеры, полученные при изго-
изготовлении деталей вследствие технологических погрешностей, отли-
отличаются от номинальных, хотя это отличие и незначительное. Оно
регламентируется допусками на изготовление.
Требования к теоретическим профилям зубьев винтов. Они выте-
вытекают из необходимости обеспечения поперечной герметичности между
областями всасывания и сжатия, а также осевой герметичности
между полостями в области сжатия. Напомним прежде всего неко-
некоторые определения.
Профилем зуба называют контурные линии, ограничивающие
сечение зуба в одной из плоскостей — торцевой, нормальной к оси
зуба или осевой. Тип профиля полностью характеризуется анали-
аналитическими зависимостями в одной из этих плоскостей.
Профили зубьев ВЩи ВМ винтов компрессора состоят из отдель-
отдельных аналитически однородных рационально припассованных друг
к другу участков. В частном случае участок может быть стянут
в точку. Из теории зацеплений известно, что для непрерывного ка-
касания профили должны быть взаимно огибаемыми.
Линией зацепления называется геометрическое место точек ка-
касания профилей на неподвижной плоскости. В качестве такой пло-
плоскости выбирается, как правило, торцевая. Поскольку профили
зубьев ВЩ и ВМ винтов состоят из отдельных участков, то и линия
158

зацспрения состоит из отдельных взаимно припассованных аналити-
аналитических однородных участков.
. Линией контакта зубьев называется линия касания ВЩ и ВМ
винтов, имеющих теоретические размеры. Она также состоит из
отдельных участков. Для винтовых поверхностей она всегда распо-
располагается в пространстве. *
^' Выполнение указанных выше требований к теоретическому за-
зацеплению винтов зависит от профилей, которые должны обладать
следующими свойствами: 1) непрерывностью линий контакта вин-
винтов/2) замкнутостью линии зацепления; 3) вершина линии зацеп-
зацепления со стороны входа зубьев в зацепление (в области сжатия)
должна совпадать с точкой пересечения отверстий (расточек) в кор-
корпусе под винты (см. рис. 5.41, 5.42 и др., точки Н и #'). Если эти
точки строго совпадают, то обеспечивается полная (при зацеплении
теоретических профилей) осевая герметичность полостей в области
сжатия. Выполнение первых двух условий обеспечивает также
поперечную герметичность.
Типы профилей зубьев винтовых компрессоров. Для различных
участков профиля зубьев применяется несколько известных анали-
аналитических кривых; дуги окружности; трохоидные кривые; эллипс,
эвольветз и др. В зависимости от того, какая кривая преобладает
в составе профиля зуба и сообщает важные особенности зацеплению
винтов, профили зубьев получили название: окружные или круго-
круговые, циклоидальные, эллиптические и др.
Общее очертание зуба (и впадины) по отношению к радиальной
прямой, проведенной из центра через вершину зуба или ее середину,
может быть симметричным или несимметричным. В соответствии
с этим зубья винтов компрессора делятся на симметричные (см.
рис. 5.37) и асимметричные (см. рис. 5.38). Если зубья распола-
располагаются по обе стороны, начальной окружности (хотя и неодинако-
неодинаковые по высоте внутри и вне ее), они называются двусторонними
(рис. 5.37, 5.38). В этом случае зубья ВЩ винта состоят в основном
из головок и коротких ножек. Зубья ВМ винта состоят соответственно
в основном из ножек и коротких по высоте головок. В силу такого
расположения элементов зубьев основные свойства зацепления
винтов определяются типом кривых, использованных для очерта-
очертания головок зуба ВЩ винта (и соответственно пожек ВМ), и распо-
расположением радиальной прямой к вершине зуба — действительной
или условной (у асимметричного зуба) оси симметрии.
Сказанное позволяет сделать вывод о том, что в качестве эталон-
эталонных винтов для приближенных расчетов могут быть приняты в не-
некоторых случаях винты с односторонним профилем зуба.
Профиль односторонних асимметричных
зубьев ЛКИ состоит из следующих аналитически однородных
участков (рис. 5.39).
Зуб ВЩ винта: A±B±— эпициклоида, образованная точкой,
производящей окружности диаметром dnp -■= 0,5d2II; BXCY — уко-
укороченная эпициклоида, описанная точкой В2 зуба ВМ винта; ClDl —
окружность радиуса г, центр которой лежит на условной оси зуба
159

на расстоянии b от центра колеса (винта) Ох. В частном случае b =
^ rin\ DlE1 — укороченная эпициклоида, образованная точкой Е2
зуба ВМ винта; IS1Fl — эпициклоида, образованная точкой той же
производящей окружности dnp. Соответствующие дуги начальных
окружностей равны, т. е. AXF} — A*F*.
Зуб ВМ виита: участки АпВ> и E2F2 — радиальные прямые
длиной е. Такие радиальные участки аналитически являются ги-
гипоциклоидами, образованными, точкой производящей окружности
диаметром dnp -■ ■■ 0,5d.2n при пе-
перекатывании ее без скольже-
скольжения внутри начальной окруж-
окружности d2H; B*D2 — огибающая
кривая окружного профиля
C]DX. В частном случае, когда
^ " Г1н» участок B2Do является
окружностью радиуса г с цент-
центром в полюсе зацепления Р{).
Участок D.zEo — удлиненная
эпициклоида, очерченная точ-
точкой Dj зуба ВЩ винта при
взаимном перекатывании на-
начальных окружностей dm и d2H
без скольжения.
Названные участки обра-
образуют теоретический профиль
зубьев, входящих в зацепление
без зазора при межосевом рас-
Рис. 5.39. Профиль односторонних асим-
асимметричных зубьев Ленинградского кораб-
кораблестроительного института (ЛКИ)
стоянии А
! ' *>И
Винты
с таким профилем зубьев были
разработаны и применены в
••■: экспериментальном компрессо-
компрессоре Ленинградского кораблестроительного института в 1949 г.,
компрессор испытан в 1952—1953 гг.
Благодаря наличию радиальных участков А*В* и £2/\, и соот-
соответствующих им огибающих Л,В, и Е^г на зубе ВЩ винта профили
зубьев допускают контакт при наличии масла. Они могут быть
использованы в маслозаполненных компрессорах при отсутствии
шестерен связи в случае привода от двигателя за вал ВЩ винта.
Отсутствие головки у зуба ВМ винта и ножки у ВЩ уменьшает
площадь впадин и, следовательно, производительность компрессора.
Такой профиль целесообразно применять в компрессорах малой
и средней холодопроизводительности. Фирма «Атлас Копко» (Atlas
Coped) применяет такой профиль в газовом маслозаполненном ком-
компрессоре малой производительности.
Линия зацепления при Ь — гш на торцевой плоскости обозна-
обозначена точками UfnP{)tnCxDxH' — это замкнутая линия, а ее вершина-
точка /■/' находится вблизи точки // •■-- гребня (кромки) расточек
корпуса под винты в области сжатия. Это указывает на то, что осе-
160

вое отверстие, нарушающее герметичность, при малом размере е
невелико, и им можно пренебречь. Для такого же профиля на
рис. 5.40 показаны линии зацепления 7— п—{2у 3)—-т—4—5—1
(левая проекция) и контакта 1-2—3—4—5—/ и т. д. (на правых
проекциях). В области всасывания крайняя точка 4 линии зацепле-
зацепления далеко удалена от точки М гребня, вследствие чего образуется
отверстие FOtг (заштрихованное на левой проекции). Но в области
всасывания, как указывалось, оно способствует выравниванию дав-
ведусиий бинт
Крота расточки корпуса
Рис. 5.40. ВинТы с односторонним асимметричным профилем ЛКИ
ле'ний в полостях. И, напротив, в области сжатия точка / линии
зацепления близко находится от кромки //, что указывает на хо-
хорошую осевую герметичность этого профиля в области сжатия.
Профиль двусторонних асимметричных
■зубьев отличается от односторонних асимметричных тем, что
зуб ВМ винта имеет головку, а ВЩ, соответственно, иожку
(рис. 5.41). Боковые участки профиля головки зуба ВМ винта Л2/2
и E2F2 очерчены обычно одинаковыми аналитическими кривыми:-
окружностью, эпициклоидами или иными кривыми. Соответственно
профиль зуба ножки ВЩ винта является его огибающим. На участ-
участках Л2/о и Е-iF* чаще всего применяется дуга окружности ра-
радиуса г0, плавно сопрягающаяся с соседними участками профиля
(в точках /L, /2, Ег и F,). Тогда высота головки зуба ВМ винта
равна г0.
На этих участках встречаются и другие кривые, например эволь-
эвольвенты, однако из-за малой длины этих участков зуба тип их профиля
6 П/р И. Л Сакука
161

практически не оказывает влияния на характеристику и другие
качества компрессора. Вместе с тем благодаря наличию головки
зуба теоретическая производительность компрессора при прочих
равных условиях увеличивается примерно на 6—8 %.
Теоретическое исследование зацепления профилей AlD1 и A«D2
показало 1331, что при определенных значениях размера Ь < гь
особые точки (петли, точки возврата) на теоретическом профиле
зуба ВМ винта (огибающем соответствующий участок зуба ВЩI
исчезают. В этом случае отпадает необходимость замены части про-
профили зуба ВЩ винта эпициклоидой (см. 1331). Такой профиль зубьев
Парная полость
А
Рис. 5.41. Профиль двусторонних асим-
асимметричных зубьев
Рис. 5.42. Асимметричные зубья с эл-
эллиптическим профилем
СКБ по компреосоростроению принят в типоразмерном ряду масло-
заполненных компрессоров !9! — (рис. 5.41). В этом профиле b <
< г1и; участки Л2/2 и £2^2 — эпициклоиды; АХ1Х и Е^ — соот-'
• ветствующие им гипоциклоиды. Другие параметры приведены
в табл. 5.4.
Двусторонний асимметричный профиль зубьев при Ъ — г1и был
применен па первом отечественном газовом компрессоре промыш-
промышленного назначения, работающем с впрыском воды 131 ].
Асимметричные зубья эллиптического профиля
1а. с. 125860 (СССР)] состоят из ряда взаимно припасованных ана-
аналитически однородных кривых. Необходимый характер зацепле-
зацеплению зубьев в области сжатия придает эллиптический участок про-
профиля, расположенный только на тыльной части зуба ВЩ винта.
На рис. 5.42 показаны односторонние асимметричные зубья. Перед-
Передняя часть профиля зуба AlBvDi ВЩ винта в принципе не отличается
от соответствующей части зуба рассмотренных выше профилей (см.
1 Особые точки возникают на теоретическом профиле при b
ких им значениях.
162
г1п и при близ-

рис. 5.41, 5.39). Такой профиль на передней части ауба ВЩ винта
обеспечивает, как указывалось, благоприятные условия наполне-
наполнения паром полостей всасывания.
Тыльная часть зуба ВЩ винта состоит из таких участков: ElF1 —
огибающая головки зуба ВМ винта (эпициклоиды, окружности или
другой соответствующей кривой); ЕХСХ — эпициклоида (нормаль-
(нормальная или укороченная); CXDX — дуга эллипса, одна из осей которого
совпадает с условной осью зуба.
На зубе ВМ винта соответствующий участок профиля очерчен
огибающей эллипс кривой D2/:2, определяемой расчетом по уравне-
уравнениям. Линия зацепления //'—я—Р^—m—jB2—D2—//' зубьев с этим
профилем замкнута. Точка //'
несколько удалена от //, что
обуславливает наличие осевой
негерметичности зацепления.
Осевая герметичность может
быть улучшена при уменьшении
отношения малой полуоси эл-
эллипса к большой.
Эллиптический профиль при
определенных соотношениях его
элементов 133] образует по
теоретическим линиям контакта
щели типа «поверхность--по-
«поверхность--поверхность», создающие повы-
повышенное сопротивление течению
пара через щели. Это снижает
протечки.
Построение зубьев сим-
симметричного профиля
производится простой опера-
операцией — поворотом одного из боковых контуров профиля вокруг
условной радиальной оси зуба. Так, повернув переднюю часть зуба
l\AxDi% показанного на рис. 5.41, вокруг радиальной оси OtDlt по-
получим зуб симметричного окружного профиля. Пели b = лш, то
профиль называется цевочным. На такой профиль зуба, запатен-
запатентованный в 1952 г., шведская фирма SRM получила исключитель-
'ное право. По се лицензиям большинство зарубежных фирм выпус-
выпускали компрессоры более 17 лет. Тем временем был подготовлен
новый профиль, асимметричный, с b < гЬ|. Одновременно был
осуществлен ряд других конструктивных усовершенствований:
улучшены условия наполнения полостей всасывания; уменьшены
газодинамические потери на нагнетании, а главное уменьшены за-
зазоры в компрессоре благодаря усовершенствованию технологии
изготовления винтов и корпуса. Благодаря этому удалось существен-
существенно повысить энергетическую эффективность винтовых компрессоров.
Вшпы с симметричными зубьями эллиптического профиля
(рис. 5.43) нашли применение в воздушных и газовых винтовых
компрессорах, в том числе и маслозаполненных 133, 45], а также
§* 163
Рис
5.43. Симметричные зубья эллипти-
эллиптического профиля

в холодильных винтовых компрессорах. Значительное число ма-
машин с зубьями симметричного профиля отечественного и зарубеж-
зарубежного производства находятся в эксплуатации в нашей стране. Дан-
Данные по их эксплуатации и результаты исследований приведены
в работах 19, 33, 45].
Изложенное выше позволяет дать характеристику рас-
рассмотренных типов профилей. Профили зубьев, включающие
циклоидальные кривые, имеют одно достоинство: эти кривые, будучи
рационально размещенными в профиле зуба, могут хорошо обеспе-
обеспечить осевую герметичность парных полостей и винтов в области
сжатия. По циклоидальные кривые имеют и существенные недостатки:
расположение точки £2 (см- Рис- 5.41) и ей аналогичных (обра-
(образующих в пространстве винтовые линии теоретического контакта)
необходимо выполнять с высокой точностью, так как они совместно
с винтовыми поверхностями зубьев парного винта образуют щели,
отклонение которых от допустимых размеров ухудшает качество
машины;
эти участки профиля (так называемого точечного зацепления)
не позволяют осуществлять силовую передачу между винтами;
изготовление циклоидальных участков профиля зубьев требует
более высокой точности и более дорогой технологии и ее оснастки;
Этих недостатков лишены окружные, эллиптические и эволь-
вентные профили.
Эксплуатация ВМК с различными типами профилей и их иссле-
исследование позволяют сделать вывод о достоинствах и недостатках
каждого из них.
1. Компрессоры с винтами, имеющими цевочный симметричный
профиль зубьев (окружный профиль при Ь = г,п), имеют наиболее
короткую длину линии контакта, но и наименьшее сопротивление.
в щелях протечкам пара; наименьший объем- парной полости
Wn (и WT = zxWn) при одинаковых размерах винтов (т. е. Dx и /в,
но не А)\ наиболее высокое значение оптимума окружной скорости;
наибольшее осевое отверстие Fo. г (см. рис. 5.40); наиболее пологие
характеристики це = f (//,); це = / (я„). Зубья при наличии смазки
могут передавать значительный крутящий момент. Защемленного
объема зацепление винтов не имеет.
2. Компрессоры с винтами, имеющими асимметричный профиль
зубьев (циклоидальный — на тыльной части зуба В1Д винта), имеют
наибольшую длину линий контакта и развитые длины с малым сопро-
сопротивлением движению пара в них; наибольший защемленный объем
на всасывании и нагнетании; наилучшую осевую герметичность;
участки профиля с точечным зацеплением не могут передавать кру-
крутящий момент даже при наличии смазки. Характеристики винтовых
компрессоров с такими зубьями менее пологие, имеют явно выражен-*
ный максимум, хотя и более высокий, чем у компрессоров с цевоч-
цевочным профилем. Использовать это достоинство можно в случае ра*
боты машины преимущественно на оптимальном режиме. :
3. Компрессоры с эллиптическим симметричным профилем гто
длине линий контакта, по величине защемленного объема, по раз-
164

меру осевого отверстия /\,.г, по значению оптимальной окружной
скорости занимают промежуточное положение между двумя преды-
предыдущими типами компрессоров. Их отличие: большее сопротивление
в щелях; больший объем парной полости при тех же внешних диа-
диаметрах винтов и их длине, но меньшему размеру межосевого рас-
расстояния А. При наличии смазки обеспечивает надежную передачу
крутящего момента. Характеристики компрессора более пологие,
чем у компрессора с асимметричным (циклоидальным) профи-
профилем.
Компрессор с асимметричным зубом и эллиптическим профилем
на тыльной части ВЩ зуба (см. рис. 5.42) согласно расчетам имеет
лучшие показатели.
Рабочие процессы и производительность винтового компрессора*
Процессы всасывания и переноса. Заполнение свежим зарядом рабо-
рабочего вещества парной полости винтов начинается в тот момент, когда
кромка тыльной части профиля зубьев совместится с кромкой окна
всасывания. При наличии неразгруженного защемленного объема
на всасывании в нем образуется разрежение. При заполнении объема
паром (газом) возникает шум («хлопки»), сопровождающийся необ-
необратимыми потерями. Защемленные объемы на всасывании имеют
винты с зубьями всех типов профилей, кроме цевочного. Для раз-
разгрузки этих объемов их соединяют канавками (расположенными
на корпусе по линии зацепления) с камерой всасывания.
* По мере вращения винтов линия контакта перемещается в сто-
сторону нагнетания, объем парной полости увеличивается.
Через щели по линии контакта между зубьями проходят утечки
пара из соседних впереди идущих полостей (в которых идет процесс
сжатия), вызывая значительную турбулизацию и создавая сопро-
сопротивление направленному потоку свежего заряда рабочего вещества.
Смешение утечек пара со свежим паром сопровождается необрати-
необратимыми потерями, температура повышается. Растет температура пара
также вследствие подогрева последнего от более нагретых внутрен-
внутренних поверхностей компрессора.
На рабочее вещество действуют также центробежные силы,
заметно проявляющиеся у быстроходных винтовых компрессоров.
Они создают градиент давления по высоте зубьев, снижающего
в конечном итоге среднюю плотность пара в полости. Полость вса-
всасывания подобна тупиковой трубе. При заполнении парной полости
всасываемый пар движется с некоторой скоростью, а достигнув
торца нагнетания, резко останавливается". Возникает ударная волна,
которая перемещается от торца нагнетания к торцу всасывания со
скоростью звука. Давление и плотность пара за фронтом ударной
волны выше, чем перед ним и поэтому процесс наполнения полости
продолжается, масса поступившего в полость пара увеличивается.
Это явление называют газодинамическим наддувом. Чтобы исполь-
использовать его в полной мере, необходимо обеспечить соединение по-
лостн со всасывающей камерой дополнительно, в течение времени,
необходимого для прохождения ударной волной длины полости
винта. .
165

Кроме того, имеют место резонансные явления, которые как
показали исследования [21, 33], зависят от соотношения частот
вынужденных и свободных колебаний, а также от силы демпфиро-
демпфирования, зависящей в основном от величины протечек. Все эти слож-
сложные газодинамические явления в конце процесса всасывания могут
вызывать повышение давления в полости по сравнению с начальным]
давлением в камере всасывания.
Прежде чем перейти к определению условий, позволяющих полез-
полезно использовать газодинамический наддув, отметим, что величина
окон всасывания определяет-
определяется центральными углами а1в
и а2в кольцевых секторов
(рис. 5.44) ВЩ и ВМ винтов,
причем радиальный размер
секторов примерно равен,
высоте зуба винта.
Для винтов с углом за
крутки т13 > т]пр 1см. фор-
формулу E.84)], применяемых в
современных компрессорах,
а1в = 0,5т13 + n(z1— 1)/г,.
E.78)
Однако необходимо, чтобы
линия зацепления парной по-
полости успела замкнуться к началу сжатия пара в ней. Для этого'
должно быть выполнено условие
2я — <р1п, E.78а)
Рис. 5.44. Окно всасывания (заштриховано).
Штриховой линией показана предельная ве-
величина окна всасывания (угола2в) со стороны
ВМ винта. Зубья 1 и 2 находятся в положении
начала заполнения парной полости
<х
1в
где ф1п == 2л,/г1 -[- Poi- Угол ф1п называется углом замыкания.
Исходя из этого условия, у компрессоров типоразмерного ряда
угол окна всасывания ВЩ винта ограничивают значением а1в ^
«=* 280-^-290°, причем большее из них при малых зазорах между кор-
корпусом и винтом со стороны торца всасывания. Тогда определение
угла наддува для ВЩ винта теряет смысл. Таким образом, процесс
переноса у ВЩ винта практически отсутствует, так как после окон-
окончания процесса всасывания сразу следует (а в некоторых случаях
и предваряя его) начало процесса сжатия.
У ведомого винта, напротив, процесс переноса явно выражен.
Он начинается с момента полного освобождения полости и про-
продолжается до начала сжатия, при этом объем полости ВМ винта
остается постоянным и равным ее полному геометрическому объему.
Перенос свежего заряда рабочего вещества на некоторый угол по-
поворота винтов после окончания всасывания и до начала сжатия,
если ие учитывать протечек пара, не меняет термодинамического
.состояния рабочего вещества в полости. Однако в реальных усло-
" виях вследствие протечек пара через зазоры во время процесса пе-
переноса давление (и температура) рабочего вещества будет повы-
106

шаться. Это находит отражение на индикаторной диаграмме (см.
рис. 5.51, отрезок be).
Вернемся к определению угла всасывания ВМ винта. Если исхо-
исходить из условия одновременного отсоединения парных полостей
ВЩ и ВМ винтов, то, учитывая перемену парности полостей, получим
<Х2в = !Ф2110.5т1з + л (гг — 1)!гг] + 2n/z2.
Однако в этом случае не будет использован газодинамический,
наддув. Чтобы удержать ударную волну в пределах полости всасы-
всасывания ВМ винта, необходимо чтобы время tyji прохождения ее от
торца нагнетания до торца всасывания было равным или несколько
большим времени /а, в течение которого полость должна быть до-
дополнительно соединена с окном всасывания:
*аср); <«= Аа,в/Bя/|я);
Откуда угол наддува
«1 — са ср
где длина канала (полости) ВМ винта /2ц = /B/cos р2ср; л* = *
р2ср = arctg \{d2clJd2H) tg pH]; d2cp = 0,5 (D, + d2BH).
Средняя скорость движения пара в полости ВМ винта
а',.
где at — местная скорость звука, определяемая при условиях в по-
полости всасывания, аг = ^кр&Хл где /?! в Па.
Угол окна всасывания ВМ винта с учетом газодинамического
наддува для компрессора сухого сжатия определяется по формуле
а2в = а->в + Аа2в = i2i[0,5t13 + я fa+ 1)^] + Да2в. E.81)
Предельное значение угла [а2в]пр = 2л (г2 — 1)/г2.
Процесс сжатия газа. В винтовом компрессоре различают: гео-
геометрическую степень сжатия ег; внутреннюю ла и внешнюю ян
.степени повышения давления.
Внешняя степень повышения давления в ступени компрессора
равна отношению давления в камере нагнетания ра к давлению-
в камере всасывания /?„, т. е. яи = pjp*. При неизменных внешних
условиях и установившемся тепловом режиме работы машины внеш-
внешняя степень повышения давления не меняется при изменении частоты
вращения роторов. Внутренняя степень повышения давления равна
отношению давления в парной полости в момент соединения ее
с окном нагнетания — давления внутреннего сжатия ра — к давле-
давлению всасывания /?„, т. е. ла = p-Jpa.
Предполагая процесс сжатия в первом приближении политроп-
ным, происходящим при постоянном количестве рабочего вещества,
1&7

отношение давления можно выразить через отношение соответству-
соответствующих объемов
-W,)]»y E.82)
где п — средний (условный) показатель политропы сжатия; Wn —
полезный максимальный объем парной полости в момент начала
сжатия пара, т. е. в момент фактического уменьшения объема по-
полости; Wo — полный объем парной полости, Wo = /в (/1п + /2п).
Значения площади впадин /,„ и /2п берутся из табл. 5.3, 5.4 или
вычисляются по работе 133 ]; W:i — заполненный объем парной по-
полости зубьев винтов от начала их геометрического внедрения в по-
полости до начала соединения полости с окном нагнетания. Разность
объемов Wo —- Wz составляет объем полости в момент соединения
ее с окном нагнетания.
Геометрической степенью сжатия называется отношение объемов
rT = Wni(W0-Wl. E.83)
^го отношение является функцией только геометрических пара-
параметров hiiiiTou, окон всасывания и нагнетания, т. е. величин, зало-
заложенных в конструкцию компрессора
В шпоразмерпом ряду отечественных холодильных ВМК при-
принято три значения геометрической степени сжатия: для высокотем-
высокотемпературных и поджимающих компрессоров ег = 2,6 при ла <4,0;
для среднетемпературных кг = 4,0 при ла < 8; лля низкотемпера-
низкотемпературных е,. = 5,0 при ла > 8.
При угле закрутки винта т,„ < т|пр Wtl = Wo,
т1ги, = 2л - 2л/г, - К E.84)
где ре — условный угол начала заполнения впалины В1Ц винта
зубом ВМ.
Лля асимметричного профиля (Jb = р01 + а0, (см. рис. 5.41
и 5.42)
f01 == arccos ulRi H , E.85)
где /?, == 0.5D,.
Для симметричного эллиптического профиля рз = 2а01; а01
= *i2 (Рог — в3), где 03 — см. на рис. 5.37 и 5.43;
Для типоразмерного ряда ВК т1п|: = 220° лля винтов с эллипти-
эллиптическим профилем зубьев и т1пр == 222,4° для винтов с асимметрич-
асимметричным профилем. При т1э > т,П| максимальный полезный объем пар-
парной полости Wl% для типоразмерных рядов прнве, ен в табл. 5.3
и 5.4.
Заполненный объем W3 зависит от угла сжатия (|-1с, т. е. от угла
поворота В1Ц винта от начала внедрения (входа) зуба ведомого винта
в полость ВЩ на стороне всасывания ло ня^чл-а соединеун« парней
168

Чюлости с окном нагнетания. Процесс заполнения объема парной
полости можно разбить на три этапа.
1. От начала заполнения полости ВЩ влита зубом ВМ до замы-
замыкания линии зацепления 1—2—3-4—5—1 (см. рис. 5.40). При этом
линия контакта 1—5—4—3—2—1 со стороны торца всасывания
полностью перекроет обе впадины винтов. Этому этапу соответствует
угол поворота ВЩ винта от 0 до ф1п. Впадина ВМ винта начинает
заполняться с опозданием на угол 2y23-
2. Заполнение полости после замыкания линии зацепления до
конца процесса внутреннего сжатия, т. е. до начала выталкивания
рабочего вещества. Этому этапу соответствует угол поворота ВЩ
винта от ф3п до ф3с при постоянных значениях /1П и /211.
3. При дальнейшем заполнении впадины (от фк.) происходит
выталкивание пара. В конце процесса заполнения появляется за-
защемленный объем, требующий разгрузки.
Необходимо также иметь в виду, что при тУл > т1пр начало за-
лолнения впадины ВЩ винта неадекватно началу процесса сжатия
пара. Однако с достаточной для практики точностью при определе-
определении Wn за начало сжатия можно принять начало заполнения впа-
впадины ВМ винта, которому соответствует угол поворота ВЩ винта
**а Фит ~ 1\$-Угъ от начала физического заполнения впадины ВЩ
винта. В этом случае величина первых двух этапов заполнения пар-
парных полостей винтов определяется по следующим формулам:
j /1 (Ф1) <*q> + fln (ф1С - фщ) + i12 j /2 (ф2) dp +
(ф1с "~ Фш + 2f'i2T23) I» E,87)
где ф211 = /23ф3п — 2т2а; ф2с = ^21ф1С; Л2 = inhu f, (ф) и /2 (ф) —
функции заполнения площади впадин ВЩ и ВМ винтов.
Для построения графика Wlz -- f (ф3) необходимо задаться
несколькими значениями ф3 и последовательно вычислить U^3X,
помня, что на первом этапе заполнения при ф3 <: ф1п следует учи-
учитывать только члены, находящиеся под знаком интеграла. Таким
;сбразом, текущее значение.заполненного объема парной полости
'£ля первого этана при <ри < ф1п

Для второго этапа, когда <р1л > ф1п, получим:
h (<Pi) d<P + /m<<Pi* — Фт) + *i2 J /2
sjopoiv э
-А.ГУ1
(<Pi*--Фт
E.87а)
Угол сжатия фзс обычно является искомой величиной. Его на-
находят по графику рис. 5.45, пригодному для рассмотренных выше
профилей, вычислив предварительную величину относительного
заполнения объема WjDb На графике по оси ординат отложена
величина (WJD{) 103. Для этого необходимо сначала найти внешний
/м/ , , у диаметр ВЩ винта Dx 1см. фор-
{ЩУ , } j—1 , г^п мулы E.93)—E.95)] и W,. Со-
Согласно E.83) заполненный объем
80
40
д
= luQm + ftJ-WjEr. E.88)
Зная ф1с и размеры винтов, пе-^
реходят к построению контура4
О 20 60 100 ПО 180 220 260 f1c?
Рис. 5.45. Зависимость относительной ве- окиа "агнетания и определению
личины заполненного объема (W^/D^) Ю3 Площади его ССчеНИИ (рис. 5.46),
от угла сжачия ф1С для компрессе :р ги-
поразмерных рядов
)
причем угол а,„~ аО1+ (т33 —
_ ф1с); уГол аоп
0 + 2
Окно нагнетания частично расположено на цилиндрической по-
поверхности корпуса и на торце — его проекции на плоскость Fn
и на торец Fr. Суммарная площадь окна Fon = Fu + FT опреде-
определяется, как правило, планиметрированием, а также по формулам,
приведенным в работах [9, 33 L Анализ зависимостей показывает,
что для увеличения площади окна необходимо стремиться к уве-
увеличению углов наклона винтовых линий на гребнях зубьев —
углов рх и р2, причем tg р, - tg р„ (Dt/diu). Тип профиля в преде-
лах рассмотренных профилей существенного влияния не оказывает.
После определения Ftm необходимо убедиться в допустимости
скорости пара в окне нагнетания. При этом исходят из условия,
что после соединения парной полости с камерой нагнетания в по-
полости устанавливаются параметры рабочего вещества, приблизи-
приблизительно равные ри и Тн. Для холодильных ВМК температура нагне-
нагнетания, как правило, не должна превышать 80—90 °С. Тогда согласно
уравнению-сплошности средняя скорость пара в окне нагнетания
Си == ^а^нм он*
Для снижения скорости может потребоваться увеличение окна
нагнетания, т. е. уменьшение геометрической степени сжачия.
Сопоставив формулы E.82) и E.83), найдем:
170

Определение давления внутреннего сжатия р& важно потому,
что необходимо выполнить условие ра < /?„, обеспечивающее мень-
меньшие потери энергии в рабочем цикле компрессора. Однако выполне-
выполнение этого условия затруднено, поскольку пока нет надежных реко-
рекомендаций по определению среднего (условного) значения показателя
политропы сжатия я, а следовательно, и /?а.
В холодильном компрессоре при изменении внешних условий
холодильного цикла (/0, /к) изменяется внешняя степень повышения
\ Торец винтов
Рис. 5.46. Проекция ©киа нагнетания на вертикальную (торцевую) (а) и
горизонтальную F) плоскости. .Положение зубьев в плоскости /—/ — про-
произвольное №щИ — сечение защемленного объема плоскостью /—/, причем
разгружающие его каналы, расположенные полиции зацепления, не пока-
показаны; Щ — серповидная щель, открывающая доступ в полость всасывания
давлений. Это приводит к изменению параметров пара протечек и,
следовательно, к изменению давления внутреннего сжатия /?а.
Аналогично влияет изменение частоты вращения винтов.
При регулировании холодопроизводительности золотником его
перемещение при открытии перепускной щели (для уменьшения
производительности) сокращает рабочую (эффективную) длину вин-
винтов, что вызывает уменьшение угла сжатия <ри. и, следовательно,
уменьшение заполненного объема. Согласно формуле E.83) сни-
снижается геометрическая ег степень сжатия. Давление внутреннего
171

сжатия ра также уменьшается. Во всех этих процессах показатель
политропы п не остается постоянным.
Отвод теплоты от рабочего вещества в процессе сжатия (при
охлаждении корпуса) или увеличение до известного предела (опти-
(оптимума) подачи масла на впрыск снижает показатель п. Для холо-
холодильных ВМК п близко к значению показателя адиабаты рабочего
вещестга, оставаясь несколько ниже при невысоких внешних сте-
степенях повышения давления и всасывания, и несколько выше при
повышенных ян и высоких давлениях всасывания ри. Однако имеются
и другие данные 145 J, согласно которым для ВМК средний показа-
показатель политропы для хладонов мало меняется мри изменении лн от
2,5 до 15, причем п «^ 1,1.
Отсутствие нагнетательных клапанов в винтовых компрессорах
повышает надежность этих машин и снижает гидравлические потери
на нагнетании. Но вследствие этого компрессор лишается возмож-
возможности саморегулирования подавлению внутреннего сжатия, которое
не может более или менее строго следовать за изменяющимся давле-
давлением нагнетания, хотя и с определенным интервалом (из-за депрес-
депрессии в клапанах), как это происходит в иоршнепых компрессорах
с самодействующими клапанами.
Улучшению слежения давления внутреннего сжатия рг за изме-
изменяющимся давлением в камере нагнетания рн способствует наличие
осевой негерметичности зацепления винтов, однако при этом воз-
возрастают перетечки рабочего вещества, что ухудшает энергетическую
эффективность компрессора на некоюрых режимах. Одновременно
характеристика ))ал = / (лн) (см. рис. 5.48) становится более поло-
пологой по сравнению с зацеплением с максимальной осевой герметич-
герметичностью. Это означает, что на других режимах наличие некоторой
осевой негерметичности повышает экономичность машины, что важно
отметить, так как изменение внешней степени повышения давления лП
является характерной особенностью работы холодильных компрес-
компрессоров. Очевидно, существует оптимальное значение осевой пегер-
. метмчности.
Процесс нагнетания. Нагнетание рабочего вещества теорети-
теоретически происходит при постоянном давлении, несколько большем,
чем давление в камере нагнетания, на величину, необходимую для
преодоления сопротивления в окне. Действительный процесс нагне-
нагнетания протекает при переменном давлении, вызываемом пульса-
пульсацией давления в камере и трубопроводе нагнетания и другими газо-
газодинамическими явлениями (см. рис. 5.51).
Значительное повышение давления наблюдается в защемлен-
защемленном объеме. Здесь давление на стороне нагнетания может доходить
до нескольких мегапаскалей, причем чем меньше рабочие зазоры
(чем лучше компрессор), тем выше это давление. Самый большой
защемленный объем имеют винты с циклоидальным профилем на
тыльной части зуба В1Ц винта, т. е. винты с лучшей осевой герметич-
герметичностью. Величина защемленного объема на нагнетании в таких
винтах составляет обычно 0,2—0,6 % от WtiJ однако работа в ВКС
по выталкиванию пара из этого объема может превысить 3 % мот-
172

ности компрессора, если не применить разгрузку защемленного
объема. Потери в маслозаполненном компрессоре существенно
выше.
Диаграмма распределения давлений. Наглядное представление
о распределении давлений по парным полостям дает диаграмма рас-
распределения давлений (рис. 5.47). Диаграмма строится в координатах
(/в, р) или (ф3, р) следующим образом. На оси абсцисс находят
точку с координатой ср1с, она же Лс = /пф1с/Bя). На вертикали,
проведенной из этой точки, находится точка Б с ординатой ра —
= Ръ^гу где п — средний показатель условной политропы сжатия
пара.
Начальной точкой политропы сжатия является точка А на оси
ординат с координатами @, ръ). Промежуточные две-три точки
политропы сжатия находятся по
выражению рх — /Мг*, где Р*МП0{>
ег х -■- текущее значение геомет-
геометрической степени сжатия в
выбранной точке с абциссой <pljr.
Чтобы определить егл необхо-
необходимо воспользоваться графи-
графиком, приведенным на рис. 5.45,
и формулой E.83). Политропа
сжатия соседней («задней») пар-
4ной полости расположена экви-
эквидистантно кривой А Б по гори-"
зонтали. Для ее построения от
точки Б откладывается отре-
отрезок hi/zi. Полученная точка В
имеет координаты ра\ (ф3с — 2п/гг). Точка Г находится на пересечении
вертикали, опущенной из точки В, с кривой А Б. Отложив влево
отрезок ГЕ, также равный осевому шагу зубьев /г3/г3, получим вто-
вторую точку (Е) политропы сжатия. Такую операцию нужно повто-
повторять до пересечения ломаной кривой с осью ординат.
В итоге построения получим ломаную линию БВГЕЖЗИЛ, пока-
показывающую, как распределяются давления по полостям; например
отрезок ВГ -- перепад давления между давлениями в камере нагне-
нагнетания и в соседней парной полости. Аналогичным образом находятся
перепады между другими полостями.
При построении диаграммы влиянием протечек пара можно
пренебречь, а п положить равным показателю адиабаты. Получим
качественную картину изменения давлений в полостях компрессора.
Диаграмма распределения давлений используется при расчете про-
протечек пара в компрессоре, расчете сил и крутящих моментов, дей-
действующих на винты.
Производительность винтового компрессора. Необходимая дей-1
ствительная производительность компрессора определяется задан-
заданной холодопроизводителыюстью холодильной машины Qo> выбран-
выбранным холодильным агентом и режимом работы.
173
Рис. 5.47. Диаграмма распределения дав-
давлений по полостям компрессора

Действительная массовая производительность компрессора
Сад = Qq/^o» гДе Яо — удельная массовая холодопроизводителыюсть
рабочего вещества. Действительная объемная производительность
компрессора Vn = С'адуь где v1— удельный объем парообразного
рабочего вещества в точке / цикла холодильной машины (см.
рис. 4.11), т. е, в камере всасывания компрессора. Чтобы обеспечить
такую производительность, компрессор должен иметь теоретическую
объемную производительность VT = VR/X, где К — коэффициент
подачи винтового компрессора (см. с. 175).
Теоретическая объемная производительность определяется кон-
конструктивными и кинематическими параАметрами компрессора 1:
E.90)
где Кн — коэффициент использования объема парной полости,
Ки = Wn/W0; Wo = /в (/1п + /.2п) — полный объем парной полости;
/в — длина винта; /1п и /2п — площади впадин между зубьями
в торцевой плоскости соответственно В1Ц и ВМ винтов; Wn — объем
парной полости в момент начала сжатия пара в ней, т. е. в момент
начала уменьшения ее объема; nf — частота вращения винта, с;
их — окружная скорость на внешней окружности ведущего винта
компрессора, м/с.
Коэффициент /Си = / [(т„ — т1пр); Kt ]> где /С/ = IJDX — отно-
относительная длина винтов. Значение Ки можно определить по следу-
следующей формуле, если соблюдается подобие винтов:
•Ч- /С„ = 1 - С10(тГз - т?„р), E.9!)
где Т1з — по формуле E.73); х] Пр —. по E.84). Значение коэффи-
коэффициента С принимается в зависимости от Ki'
1,0 1,35 1.5
5,3 5,0 4,25
В табл. 5,3 и 5.4 типоразмерных рядов приведены значения
объемов Wn = KUWO. Задавшись предварительно частотой враще-
вращения пг или окружной скоростью иг из E.90), определяют величину
/(До = Wnt которую и подбирают из указанных таблиц.
Для оценки влияния различных факторов на теоретическую
производительность можно воспользоваться зависимостями E.90).
Получим VT = К&ПгЪ (/1П + /2п) = K^ri! {IJDX) [(/ln + /2n)/Df ] D?
или
хт К К К 7 п rft (*\ Q9^
где Kf =* (/in + J2n)lD\ — безразмерный коэффициент площади пар-
парных впадин. Коэффициент /Су равен отношению суммарной площади
парных "впадин в сечении их торцевой плоскостью к квадрату внеш-
внешнего диаметра ВЩ винта. При соблюдении геометрического подобия
поперечного сечения винтов /С/ является величиной постоянной,
1 Индекс / = 1;2, так как гхп± = г2«2-
174

не зависящей от диаметра Dt. Для типоразмерных рядов с симме-
симметричным эллиптическим и асимметричным СКВ по компрессорострое-
нию профилями зубьев Kf = 0,1184 и Kf = 0,1191 соответственно.
При проектировочном расчете компрессора находится Dv Из
формулы E.92) имеем
E.93)
Так как VT — Vnl%, то
. E.94)
Выразив пх через окружную скорость на внешнем диаметре ВЩ
винта: пх = иг1{пЪ^), после подстановки в E.94) получим:
E-95)
После определения по приведенным зависимостям Dx выбирается
ближайший размер Dt из типоразмерного ряда, как правило бли-
жайший больший, и производится корректирование частоты враще-
вращения винта. : < ••
Объемные и энергетические характеристики винтового1 компрес-
компрессора сухого сжатия. Классификация протечек. Действительная
объемная производительность винтового компрессора существенно
зависит от протечек пара через щели, определяемых при прочих
равных условиях площадью поперечного сечения щелей и сопротив-
сопротивлением движущемуся в них пару, а также от ряда других факторов.
Как и в любой компрессорной машине, протечки делятся на
внешние и внутренние. Внешние не оказывают влияния на состоя-
состояние рабочего вещества в компрессоре. Внутренние, напротив, изме-
изменяют его параметры в рабочем процессе, причем тем значительнее,
чем больше их относительное значение.
Внутренние протечки винтового компрессора условно делятся
на утечки и перетечки. Утечки — это протечки из области сжатия
и камеры нагнетания в полости всасывания. Перетечки — это про-
протечки в парные полости компрессора в процессе сжатия в них пара
после отсоединения их от камеры всасывания. На коэффициент
подачи компрессора непосредственное влияние оказывают утечки
и косвенно, притом в меньшей мере, — перетечки.
Коэффициент подачи винтового компрессора. Коэффициентом
подачи X называется отношение действительной объемной произ-
производительности VR к теоретической VT> определяемых при одних
и тех же условиях, обычно при параметрах рабочего вещества в ка-
камере всасывания р„; Ть. Умножив и разделив на р1} получим X =
~- УлРв-ЧУтРи) =■"= Сд/Ст. Отсюда следует, что К равен отношению
действительной массовой производительности компрессора к его
теоретически возможной массовой производительности, т. е. опреде-
определяемой при плотности рабочего вещества, равной его плотности
175

в камере всасывания. Следует заметить, что в случае использования:
газодинамического наддува (см, с. 165) средняя плотность рабо-
рабочего вещества в полости всасывания в момент отсечения ее от камеры
может оказаться выше плотности его в камере всасывания.
Эксиерименталыю^на идейное значение коэффициента подачи
учитывает влияние различных факторов па производительность
компрессора. Основными из них являются:
1) утечки рабочего вещества через щели в полости всасывания;
2) гидравлические сопротивления тракта всасывания;
3) подогрев рабочего вещества па всасывании;
4) термодинамические свойства рабочего вещества;
5) центробежные силы, действующие на рабочее вещество;
6) наличие защемленных объемов.
Для винтовых компрессоров сухого сжатия можно предложить
следующие зависимости, учитывающие влияние основных факторов.
При установившемся режиме в каждой парной полости компрес-
компрессора совершается одинаковый рабочий цикл. Следовательно, коэф-
коэффициент подачи всего компрессора можно принять равным коэффи-
коэффициенту подачи одной парной полости. Существующими различиями
условии в ВЩ и ВЛ\ винтах при этом можно пренебречь.
При отсутствии влияния всех факторов максимальная масса
рабочего вещества могла бы поступить в одну парную полость Ст ~
= WnpB- где рв — плотность пара в камере всасывания. За время
заполнения парной полости в нее поступает масса Gy утечек, зани-
занимающих условный объем Gyvy до смешения со свежим зарядом.
Таким образом, до смешения рабочего вещества объем парной по-
полости Wu -- GyVy -I- G'AVu, где 0д — масса свежей порции рабо-
рабочего вещества; v]c — ее удельный объем.
Из приведенных выражений находим массу свежего заряда ра-
рабочего вещества, поступившего в парную полость Сл =
= (Wn — G[vy) рк, где f)lc — плотность пара свежего заряда. Можно
принять, что смешение паров (газов) происходит при некотором сред-
среднем давлении рх — ру = /?1с. Кроме того, рабочее вещество нахо-
находится в области перегретого пара, а изменение его давления в про-
процессе смешения невелико. Тогда коэффициент подачи
Воспользовавшись уравнением состояния в форме C.2), выразим
Pic и Рв через давления р1с = р\ и /?в соответственно и условные
температуры гТ (см. § 6.1). Получим
G'yvj\
Пр1«*имая во внимание, что {zjzc) я^ 1, можно написать
176

Преобразуем полученную зависимость. Полезный объем всех пар-
парных полостей за один оборот ВЩ винта составит WT = zxWn. To же
за одну секунду W^ni — WTn3. Массовый расход пара, прошед-
прошедший через щели за одну секунду в полость всасывания Gy — G'yzvtiu
откуда Gy = Gyl{z\ti\). Тогда
Gy Gy2j Gy
FT~"wW7~'Ф*й'
Подставив это выражение в E.96а), получим формулу, удобную для
вычислений,
^( &) E.97)
PR* 1С
где Tic — температура свежего заряда пара до смещения с утеч*
ками; р1 — давление пара в конце процесса всасывания, учитыва-
учитывающее влияние центробежных сил, действующих на пар, и потерю
давления в процессе всасывания. Оно может быть найдено по фор-
формуле [33]
Л = 0,5 [Л A + е-) - ОМрпC + е-*)],
где е ^ 2,72; а = 0,5 (и} — Uk)i(RT?)\ ик ==-- ^dBH«i; R — газовая
постоянная; Д/?в — потеря давления пара в окне и в полости вса-
всасывания (см. с. 182). Удельный объем пара утечек в полости всасы-
всасывания до смешения паров vy определяется в точке пересечения
линий pi — const и TY ^ const в тепловой диаграмме. Температура
утечек Ту определяется при расчете утечек Оу через щели из урав-
уравнения теплового баланса [331.
Выразим, согласно C.2), vy = zyRTJpy и подставим в фор-
формулу E.97).
Получим
* = ^(A._&£zZl\.. E.98)
Формулы E.97) и E.98) не учитывают влияния защемленного
объема. Методика расчета массы утечек рабочего вещества — газов
и перегретых паров — изложена в [33 1. Как показал опыт ее при-
применения в расчетах ВКС, работающих на хладонах, она дает ре-
результаты, удовлетворительно совпадающие с данными экспери-
экспериментов.
На рис. 5.48 приведены опытные зависимости коэффициента
подачи компрессоров сухого сжатия от внешней степени повышения
давления для винтов с различными профилями зубьев, испытанными
в ЛТИХП.
Анализ влияния различных факторов на коэффициент подачи.
Полученная зависимость E.98) позволяет сделать вывод, что коэф-
коэффициент подачи винтового компрессора сухого сжатия увеличивается
при прочих равных условиях:
с уменьшением массового расхода утечек Су, а следовательно,
с уменьшением эффективного сечения зазоров в рабочем пространстве
компрессора;
117

с уменьшением газовой постоянной R и температуры утечек Ту;
с уменьшением газодинамических потерь Арь = рв — рх на
всасывании;
с уменьшением температуры свежего заряда пара Г1с, т. е.
с уменьшением температуры подогрева пара на всасывании;
с увеличением полезного объема полостей WT за один оборот ВЩ
винта;
с увеличением частоты вращения пг до оптимального ее значения;
с уменьшением центробежной силы пара.
а) . 5)
\;tjaA< , , , , , А
0,9 —
ft*
0,6
/
i
—7"'
80
'/с
Л
\
«■«
0.9
0,6
0,1
0,6
50 вО 10 80иим/0
Рис. 5.48. Зависимость коэффициента подачи и адиабатного КПД ВКС от
внешней степени повышения давления ли (а) и от окружной скорости ил (б)
(Z)j= 125 мм, хладагент— R22; рн = 0,105 МПа; Ти = 253 К):
——^— для винтов с асимметричным профилем зубьев; для винтов с цевоч-
цевочным профилем (зазоры завышенные и не одинаковые)
Коэффициент подачи X увеличивается с уменьшением длины
линии контакта винтов, с увеличением гидравлического диаметра
полостей винтов, с увеличением углов всасывания а1и и а2в до опти-
оптимального размера и увеличением угла наклона винтовой линии
зуба ри. Не все указанные факторы одинаково влияют на X. Одними
из основных являются зазоры между винтами, измеряемые в нор-
нормальной плоскости, и между винтами и корпусом.
Некоторые факторы оказывают косвенное влияние, например
угол наклона зубьев. Он связывает зазоры (и шаги зубьев) би в нор-
нормальной и бт торцевой плоскостях зависимостью бп --- бт cos \5Х>
где Рх — Ри-т-Pi B). Минимально безопасные зазоры назначаются
в торцевой плоскости, так как именно от них зависит безопасная
работа взаимного зацепления винтов. В то же время сечение щелей
определяется зазором б„ в нормальной плоскости. При больших
углах наклона зубьев (Р„ *» 51,54-69°) зазор 6П ^ @,6ч-0,36) бт,
т. е. составляет лишь часть от торцевого.
Влияние вязкости рабочего вещества неоднозначно: с уменьше-
уменьшением в'язкости снижаются газодинамические потери на всасывании,
что способствует повышению X, но одновременно увеличиваются
протечки пара, что снижает X,
Двоякое влияние оказывает на X и окружная скорость, а при
выбранном диаметре — частота вращения. С увеличением п^ умекь-
178

шается второй член в скобках формулы E.98), т. е. уменьшается
относительное значение утечек. Одновременно увеличивается ско-
скорость рабочего вещества в окне всасывания, что уменьшает первый
член в скобках формулы E.98), так как увеличиваются газодина-
газодинамические потери Л/?в, приводящие к снижению плотности газа
в полостях всасывания. Существует оптимальное значение окруж-
окружной скорости ии превышение которого ухудшает X.
Из выражения и{ ■--■ nD3rti следует, что оптимальную скорость
при минимальной частоте вращения можно обеспечить за счет уве-
увеличения в известных пределах D\. При этом уменьшается относи-
относительный размер зазоров. Увеличе-
Увеличение D3 позволяет также увеличить
сечение окон всасывания и на-
нагнетания и снизить потери в них.
Все это способствует росту коэф-
коэффициента подачи и энергетической
эффективности компрессора.
На рис, 5.49 приведены значе-
значения оптимальной окружной ско-
скорости их для холодильных агентов * и ** и и • УЬн
R12 и R22 в зависимости от внеш- Рис. 5.49. Зависимость оптимальной
ус
во
60
40
г-
^—"
.—■—
окружной скорости ВЩ винта ил от
внешней степени повышения давления
я„.для ВКС GV-253 К; ри =
----- 0,103 МИа):
1 и 2 — соответственно для завышенных
и средних зазором (хладагент R22; про-
профиль зубьев — цевочный); 3 и 4 — для
асимметричного профиля зубьев: 3 — дл*
R?2: 4 — для R12, 70 = 243 К.
пей степени повышения давления
и размера зазоров для компрес-
компрессоров сухого сжатия. Вид кривых
показывает, что с повышением л,г
значение оптимальной окружной
скорости увеличивается, так как
при этом увеличивается абсолют-
абсолютный расход протечек в единицу
времени. Однако необходимо заметить, что в принципе зависимость
ui = / (я„) не может отразить влияния всех факторов.
Оптимальная окружная скорость зависит от степени повышения
давления и перепада давлений Ар --- ри — рн\ рода сжимаемого
вещества; размера зазоров; типа профиля зубьев; значения относи-
относительной шероховатости поверхности винтов и некоторых других
факторов. При выборе окружной скорости пользуются эксперимен-
экспериментальными данными. При определении скорости в случае работы на
неисследованном рабочем веществе можно воспользоваться прибли-
приближенной зависимостью
E.99)
где k и R — показатель адиабаты и газовая постоянная соответ-
соответственно; индекс а — рабочее вещество, в —- воздух.
Компрессоры, имеющие винты с циклоидальным профилем на
тыльной части зуба имеют, как указывалось, относительно хоро-
хорошую осевую герметичность, но имеют также, несмотря на разгрузку,
и защемленные объемы. Для них выбирается окружная скорость
179

несколько (на 8—10 %) меньше, чем для винтов с осевым треуголь-
треугольным отверстием (например, с цевочным профилем).
При большой разности давлений tip =•= ри — /?а увеличивается
.влияние протечек через щели и через осевую негерметичность,
поэтому окружная скорость должна быть более высокой, но при
этом растут газодинамические потери и поэтому снижается А.
Теоретическая и действительно я индикаторные диаграммы.
Теоретический цикл работы винтового компрессора состоит из
изобарных процессов всасывания и нагнетания, проходящих, как
указывалось, при переменной массе рабочего вещества, и изоэнтроп-
ного процесса сжатия (пренебрегая тепломассообменом между
Рис. 5.50. Теоретические циклы винтового компрессора для различных ре-
режимов работы: а — основной (оптимальный режим); б — режим с недожат нем
(внегеометрическое сжатие); в— режим с пережатием
рабочим веществом и внешней средой). Возможные теоретические
циклы работы компрессора показаны на рис. 5.50. В отличие от
поршневого в винтовом компрессоре отсутствует определенное,
-конструктивно оформленное мертвое пространство (мертвый объем),
поэтому процесс всасывания на диаграммах условно изображается,
начиная от оси ординат, а процесс нагнетания на той же оси закан-
заканчивается.
Из-за отсутствия самодействующих клапанов на нагнетании
давление внутреннего сжатия р.л может, как отмечалось, не совпа-
совпадать с давлением рПУ что находит отражение на характере течения
процессов нагнетания (рис. 5.50, б, в). Если /?а < /?„, то дожатие
пара происходит в момент соединения парной полости с камерой
нагнетания. Это случай так называемого внегеометрического сжа-
сжатия. Если рл > рпу то в момент соединения полости с камерой пар
расширится, а работа, затраченная на его «пережатие», превратится
в теплоту. Это самый невыгодный режим работы компрессора.
Наиболее экономичным является режим, при котором давле-
давления ря = рп совпадают. Этот режим условились называть основным.
На рис. 5.51 представлены индикаторные диаграммы действи-
действительных рабочих циклов винтового компрессора. Линия а'—Ь по-
показывает изменение давления в парной полости (в координатах W; р)
в процессе всасывания. В точке b давление пара ниже давления
в камере всасывания /?,.; Ь—с — процесс переноса, в течение кото-
180

рого пар из впереди идущих полостей поступает в уже изолирован-
изолированную полость. Процесс переноса характерен для ВМ винта при недо-
недостаточно развитом окне всасывания. У ВЩ винта процесс переноса,
как правило, отсутствует и тогда точки Ь и с сливаются. В точке с
давление пара может быть ниже или выше давления всасывания рв.
Линия с- -d — процесс сжатия. Как и во всех компрессорах объем-
объемного принципа действия, процесс сжатия пара сначала идет с тепло-
притоком от поверхности винтов и ^
корпуса, затем — с теплоотдачей"
от пара в обратном направлении. рн
Следовательно, процесс сжатия
идет с переменным показателем
условной политропы. Давление
в точке d выше давления /?„, что
вызывается газодинамическими рнд
потерями в окне нагнетания и,
кроме того, несовпадением давле-
давления внутреннего сжатия пара /?а
с давлением в камере нагнетания
Рп-
Газодинамические потери имеют
«пик» в начале открытия окна. В
этот же момент, но менее интен-
интенсивно происходит выравнивание
давления в полости и в камере.
Этим объясняется значительное
Ре
е
<^
3
'(Г
—
\
ч
д
—■■ ^*
2
-2
т.
Рис. 5.51. Индикаторные диаграммы
действительного рабоч го цикла В КС
при ег — const, различных давлениях
нагнетания рн и частоте вращения ро-
ваиии не разгружен:
i и 2 — ри = ра -\ 0,1 МПа при nt =»
= 200 с (i); n, ^-- 160 с B); 3 — рп3 <
< р при л, =■- 160 с~х (k — показатель
адиабаты)
колебание давления налипни d -е торов. Защемленный объем на всасы-
характеризующей процесс нагне-
нагнетания. В конце этого процесса
давление вновь повышается, при-
притом значительно, если зацепление
винтов имеет защемленный (или
недостаточно разгруженный) объем. Конечную точку процесса нагне-
нагнетания принято совмещать с осью ординат. Однако несмотря на
отсутствие геометрического мертвого объема в винтовом компрес-
компрессоре его роль выполняют перевальный объем и утечки рабочего ве-
вещества из полостей с повышенным давлением в парную полость
всасывания. Этот пар переносит с собой определенную массу рабо-
рабочего вещества, снижая, как и в поршневом, массу заряда свежего
пара.
. Сравнение диаграмм 1 и 2 (рис. 5.51) режимов при ри > /?а пока-
показывает влияние частоты вращения ротора на давление внутреннего
сжатия /7П при ег ~ const. Wa — объем парной полости в момент
окончания в ней внутреннего сжатия. Диаграммы 2 и 3 позволяют
сопоставить режимы рп > р, и ри < ря при прочих одинаковых
условиях. Различное течение процессов сжатия в приведенных
диаграммах указывает на влияние перетечек пара между парными
полостями сжатия. Кривые процессов всасывания характеризуют
влияние утечек н гидравлических сопротивлений.
181

р
р'
Ра
Wz
^
2\
J
F\
Pi
л
Ч «£
\
V
' I
н
Индикаторные диаграммы действительного рабочего цикла позво-
позволяют глубже понять и изучить отдельные процессы компрессора.
Они применяются также для расчета индикаторной (внутренней)
мощности компрессора (см. с. 1.84). С этой целью используется схе^
матизированная индикаторная диаграмма компрессора (рис. 5.52).
Ее построение в принципе не отличается от построения аналогичной
диаграммы для поршневого компрессора (см. § 5.1).
Для построения по заданным давлениям в испарителе pQ и кон*
деисаторе рп необходимо назначить давления всасывания рв =*
— р0 — А/7тр. я и нагнетания рп ■-=
— рн + Д^тр.н компрессора с уче-
учетом газодинамических сопротивле-
сопротивлений в соответствующих трактах:
испаритель—компрессор (А/?Тр. в) и
компрессор — конденсатор (Д/?тр. н)-
Затем проводят линии постоянного
давления рв и />н, после чего по оси
абсцисс откладывают объемы Wfl и
W.>. Точки / и 2 лежат на политропе
«конечных параметров»,-т. е. кривой,
имеющей постоянный средний пока-
показатель ПОЛИТРОПЫ А7ср — 1ПЯН/|1ПЯН—
— In (Т|Г'Т0) 1 (в дальнейшем индекс
ср опустим).
Потеря давления на всасывании
с приемлемой точностью может быть
определена по следующим зависи-
зависимостям 133]: Д/?в •■= 0,5|bPbG; 1ь ='
--= 2,5- 105/(Re Я2); Re = D^Vi,"
откуда
ApR = 1,25 • 105D; WBpBvB, E.! 00)
где pB — плотность, кг/мя; сп — скорость пара в окне всасывания,
м/с; Do — эквивалентный диаметр впадины, м; vB — кинемати-
кинематическая вязкость (ivr/c) по условиям всасывания.
Падение давления в окне нагнетания Ар'н = 0,5£„рнй, где р;,
и си — плотность и средняя скорость пара в окне нагнетания; £„ —•
- Ku\0(il-2 Re = (/С,',/лй) Ю9 Re - /CiX10a Re, по опытным
данным /С„ ^ 8,42. Далее проводят изобары р'в = рв — Д/?п и
рп = Ри -I- Д/^ii (ркс. 5.52).
Приведенные зависимости показывают, что с повышением"
давления значения гидравлических сопротивлении увеличиваются,
так как увсличипается плотность рабочего вещества. То же проис-
происходит с увеличением скорости си и сП9 в частности, для одного я
того же компрессора эти скорости увеличиваются при повышении'
окружной скорости щ.
В силу отсутствия мертвого объема в бинтовых компрессорах
и симметричного отклонения действительного процесса сжатия от
политропы конечных параметров (см. рис. 5.52) среднее иидикатор-
182
О Wa W
Рис. 5.52 Схематизированная ин-
индикаторная диаграмма рабочего
цикла винтового компрессора с\хо-
го сжатия в координатах W\ p.
Штрих ям и показана диаграмма дей-
действительного никла

ное давление (Па) можно определить по схематизированной индика-
индикаторной диаграмме. Тогда
где Ft — площадь индикаторной диаграммы (мм2), эквивалентная
индикаторной работе одной парной полости; тр и mw — масштабы
давления (Па/мм) и объема, м3/мм.
Площадь схематизированной индикаторной диаграммы Ft вин-
винтового компрессора состоит из трех площадок (рис. 5.52): пл. Ft =
^ пл. 1—2—3—4 4- пл. 1-4-4'—Г -f пл. 2—2'—3'—3.-Эт пло-
площади (мм2) можно определить аналитически. Помня, что
/1 = p2v% = const и л = const,
пл.
ПЛ. /l-4.4'-l' = А/?;^п; ПЛ. /2-2'-3'-3 =
Эти же площади можно найти с помощью планиметра.
Мощность, потребляемая винтовым компрессором, КПД. В вин-
винтовых компрессорах, как и в других типах компрессорных машин,
подводимая к компрессору энергия расходуется на совершение
полезной работы сжатия и перемещение рабочего вещества и на
преодоление сопротивлений. Последние обусловлены несовершен-
несовершенством внутренних (рабочих) процессов, наличием теиломассоиере-
носа и механическим трением. На преодоление этих сопротивлений
затрачивается работа, относимая обычно к потерям, так как эти
процессы необратимы. Эти потери можно разделить на внешние и
внутренние.
Внешние потери не изменяют состояния рабочего вещества.
К ним относятся: механические потери на трение в подшипниках;
в шестернях связи; уплотнениях валов; в поршнях, разгружающих
осевые усилия роторов. Эти потери учитываются механическим
КПД i]M, а затрата мощности составляет NTV.
Внутренние потери вызывают изменение состояния рабочего
вещества. Они обусловлены: внутренним тепломассообменом, свя-
связанным с утечками и перетечками рабочего вещества и его тепло-
теплообменом с деталями компрессора; несовпадением давлений внутрен-
внутреннего и внешнего сжатия; наличием защемленных и перевальных
объемов на всасывании и нагнетании; газодинамическими сопротив-
сопротивлениями на трактах всасывания и нагнетания; трением винтов
о рабочее вещество. (Перевальным объемом называется объем ра-
рабочего вещества, переносимый при вращении роторов из области
сжатия в область всасывания.) Два последних вида потерь превра-
превращаются в конечном итоге в теплоту, которая усваивается в основ-
основном рабочим веществом, вызывая повышение его температуры.
183

Внутренние потери учитываются индикаторным (внутренним)
КПД т||, а затрата мощности называется соответственно индикатор-
индикаторной (внутренней) мощностью Nh Индикаторная мощность компрес-
компрессора (Вт) равна работе, приходящейся на одну полость, умножен-
умноженной на число полостей, поданных за одну секунду, т. е. Nt --■=
= z^n^impm^. или Nt = ZinxWnph
Работа внутреннего сжатия компрессора ВКС может быть опре-
определена также следующим образом. С учетом диаграмм теоретических
циклов (см. рис. 5.50 и 5.52) внутренняя работа компрессора, затра-
затраченная на сжатие и нагнетание 1 м3 рабочего вещества, равна
=П Л
-где ла =
*(*-*) = ;
+ «Г1 (Рн — Ра)»
Ра = рае?; /?„ = /?„ + Д^^.
Далее
-1) +
/вн =
^ /?а
г
0,8
^.^ ^/Af- откуда
7Г^\ Г Р*?т , (O.JUJJ
Рис. 5.53, Характер изменения коэф- /
фиццента мощности ^ [к формуле 1™ —
E.102)] для винтового компрессора
сухого сжатия где п — средний показатель услов-
условной политропы, определяемый
по значениям конечных параметров. Индикаторная мощность ком-
компрессора Nt = /(лЛпУт. Тогда
E.102)
j
где /С* — коэффициент, учитывающий влияние отклонения (по-
(политропы) действительного процесса сжатия от условной политропы,
потерь на всасывании, протечек.
Характер изменения коэффициента Кк (рис. 5.53) отражает
влияние отклонения режимов работы компрессора от оптимального
на его энергетические показатели.
Теоретические исследования [33], как указывалось, показали,
что наиболее экономичным режимом язлястся основной, т. е. при
Рм = Pa- Самыми неэкономичными являются режимы при р„ < ра
(режимы с «пережатием»). Их следует но возможности избегать.
Повышение степени внутреннего сжатия (ла) несколько сглаживает
(уменьшает) слияние отклонения рн от /?а, так как снижается роль
изохордиых процессов рабочего цикла. Эксперименты подтвердили
эти выводы.
Эффективная мощность, подводимая к ВКС, Ne = Nt + #тр.
Мощность NTP зависит, как указывалось, от механического трения
184

ц других видов сопротивлений, вызывающих потери, относимые
к внешним. Мощность N.TV может быть найдена, если задаться зна-
значением механического КПД. Поскольку т)м = Nt/Ne, то лм =»
= NtI(Nt -f NTV) и NT, Nt 1A - Чм)''Чм1.
Значение т|м принимается но экспериментальным данным. На
рис. 5.54 приведены кривые tjm --= / (л„) при п —- var для компрес-
компрессора сухого сжатия средней холодоироизводительности с подшип-
подшипниками скольжения (кривые /, 2). Основным источником механи-
механических потерь в винтовом коми рее- а»- п г?
соре являются опорные и упорные 1що\ ***''*
подшипники.
Энергетическое совершенство ком-
компрессора характеризуется эффектов-
ным КПД, равным отношению адиа-
V
0,8
Л 2
- i
- —
— —
—'
8
10 11
Рис. 5.54. Зависимость механического
КПД т|м от внешней степени повышения
давления ля для винтовых компрессо-
компрессоров:
I — ВКС при и, = 80 м/с; 2 — ВКС при и, —
= 120 м/с; 3 — ВМК «i — 32 м/с (раствор
R22 — масло X А-30); 4 — ВМК (ВХ-350) (рас-
(раствор R22 — масло ХС-40)
Рис. 5.55. Зависимости К, г|/, т|ад
иг)еОТЛц — для ВКС (D^- 125мм;
профиль асимметричный; пг =
= 160 с \ гг ^ 3). Холодильный
агент R12
—— — неохлажднемый корпус;
охлаждаемый корпус (r\g -^
с учетом потерь в одноступенчатом
мультипликаторе)
батной мощности Л^а (принимаемой за «эталонную») к мощности Nef
подведенной к компрессору r\e = Na/Net где Л^а = Сад (i2 — /t).
Иилнкаторный КПД компрессора у\г = NJNh Тогда
EЛ03)
Мощность двигаюля, приводящего компрессор, должна учиты-
учитывать потери в промежуточной передаче (ускоряющей или замед-
замедляющей), а также сверх этого иметь некоторый запас в 5—10 %
для компенсации возможных отклонений расчетных величин от
истинных.
На рис. 5.55 приведены характеристики эксиериментальш го
ВКС ЛТИХПа 134 1 в залисимости от внешней степени повышения
.давления при работе компрессора па R12. Здесь же показан эффект
Охлаждения водой корпуса компрессора. Повышение объемной и
энергетической эффективности при охлаждении достигается за счет
уменьшенн» рабочих зазоров (уменьшение протечек) и отвода теп-
теплоты от рабочего вещепвч снижающего величину среднего показа-
показателя политропы ."
185

Объемные и энергетические характеристики холодильных винто-
винтовых маслозаполненных компрессоров. Основные требования к мас-
маслам. К маслам, применяемым в ВМК, предъявляются специфические
требования, которые вытекают из особенностей работы холодиль-
холодильного винтового компрессора» а именно: масло должно обладать
малой степенью взаимной растворимости с рабочим веществом;
вязкостно-температурная характеристика масла должна быть по-
пологой; при растворении в масле рабочего вещества вязкость масла
не должна значительно изменяться.
В настоящее время в отечественных холодильных винтовых
компрессорах применяется масло ХА-30, которое только частично
удовлетворяет перечисленным требо-
требованиям. Оно имеет недостаточно низ-
\2м га 2о кую температуру замерзания (—38DC)
и не обладает всеми необходимыми
свойствами для получения достаточно
высоких объемных и энергетических
коэффициентов компрессоров. Более
совершенными являются масла, со-
созданные в последние годы: ХС-40,
У ХС-50 и ХСН-40.
Рис. 5.56. Процессы сжатия виито- Основное влияние на экономич-
экономичного маслозаполнеиного компрес- ность работы винтового маслозапол-
сора в диаграмме i — р ненного холодильного компрессора
оказывает, как это будет показано
ниже, вязкость масляного раствора и степень растворимости ра-
рабочего вещества в масле, а также плотность масла и его теплоем-
теплоемкость.
Расход масла в винтовом маслозаполненном компрессоре. Впрыск
масла в винтовой компрессор приводит к загромождению зазоров
маслом и к охлаждению винтов и корпуса, что уменьшает эффектив-
эффективные сечения зазоров и, следовательно, увеличивает коэффициент
подачи, а также снижает потребляемую мощность. Кроме того, часть
энергии тратится на разбрызгивание масла, на сообщение ему ско-
скорости направленного движения, что увеличивает затрачиваемую
мощность. Поэтому определение оптимального расхода масла в вин-
винтовом маслозаполненном компрессоре имеет большое значение.
Для определения расхода масла Gyl необходимо определить тепло-
тепловой поток QM, который нужно отвести от рабочего вещества с целью
снижения среднего показателя политропы от пг до п2 (рис. 5.56).
Методика определения QM зависит от системы смазывания компрес-
компрессора. В том случае, когда масло из уплотнения, подшипников и
разгрузочных поршней выводится из компрессора и не попадает
в его рабочую полость, впрыскиваемое масло отводит теплоту только
• от сжимаемого рабочего вещества.
Процесс сжатия в винтовом маслозаполненном компрессоре
(процесс 1—2м9 рис. 5.56) можно условно представить следующим
образом. Сначала происходит сжатие рабочего вещества — про-
процесс 1—2с, затем — отвод теплоты от рабочего вещества впрыски-
186

ваемым маслом — процесс 2с—2м. Отвод теплоты в окружающую
среду можно принять равным 6—7 % от QM. Состояние рабочего
вещества в точке 2с определяется по уравнению
he = 'l
'га— Ч
где т); — внутренний КПД винтового
процесса «сухого» сжатия (к\г & X).
В этом случае QM определяется по уравнению [33]
E.104)
компрессора условного
кг/кг
3
<5105)
где Ga — массовая действительная
производительность компрессора;
сРм — средняя теплоемкость сжимае-
сжимаемого рабочего вещества; k — пока-
показатель адиабаты; п1 — показатель
политропы при «сухом» сжатии (про-
(процесс /— 2с)
2
—-—*
♦? 4 5 ЯИ
Рис. 5.57. Зависимость относитель-
относительного количества масла дм компрес-
компрессора ЛТИХП от степени повыше-
повышения давления ян:
./ — аммиак; 2 — R22; 3 — R12
п2 — показатель политропы сжатия рабочего вещества с маслом,
или, задаваясь температурой Тш (обычно в пределах 60—90 °С),
QM можно определить другим способом
QM = GaAqM = Ga (L2c - /2M), E.106)
где Д<7М — теплота, отводимая от 1 кг рабочего вещества, при изме-
изменении состояния рабочего вещества от 2с до 2м.
Расход масла в полости сжатия компрессора, GM
Gm = Qm/(^A/m), E.107)
где А/м — повышение температуры масла в компрессоре (Д/м =
- 204-40 СС).
Относительный массовый расход масла в полости сжатия ком-
компрессора qM = GJGa.
На рис. '5.57 показана зависимость оптимального относительного
расхода масла в рабочей полости для экспериментального компрес-
компрессора ЛТИХП. Как видно из графиков, относительный массовый
расход масла растет с увеличением внешней степени повышения
давления лн. Это закономерно, так как с ростом лн увеличиваются
протечки рабочего вещества и для уплотнения зазоров требуется
187

больше масла. Из этих графиков видно также влияние свойств ра-
рабочих веществ на #м- С повышением газовой постоянной и показа-
показателя адиабаты рабочего вещества величина qM увеличивается.
Кроме масла, подаваемого в рабочую полость (GM), в компрес-
компрессор подается масло для смазывания подшипников Gil, в уплотне-
уплотнение Gm11 и на разгрузочные поршни G£. Суммарный расход масла
в маслозаполненном компрессоре
м = GM
Gp
E.108)
ftr.
ж/кг
8
/
/
_-.—-
/
г
1 3 6 9 1Z %н
Рис. 5.58. Зависимость >тн сi(тель-
сi(тельного количества масла <ум компрес-
компрессора 5ВХ-350-7 B) от степени по-
повышения давления л„.
/ — иммияк; -; -- R22
В том случае, когда масло из подшипников, уплотнения и раз-
разгрузочных поршней поступает во всасывающую полость компрес-
компрессора и оказывает влияние па рабочие
процессы винтового компрессора,
теплота, отводимая масляным рас-
раствором, определяется по уравнению
QM = tf,-Gh('2M- 'i)-Qo.c, E.Ю9)
где Qo. с — теплота,г отведенная в
окружающую среду, ее можно при-
принять равной 6-~-7 % от Qm- В этом
случае расход масла, определяемый
по уравнению E.Ю7), с учетом урав-
уравнения E.109), включает в себя масло,
подаваемое на впрыск, на подшип-
подшипники, уплотнение и на разгрузочные
поршни.
На-фис. 5.58 показана зависи-
зависимость удельного расхода масла от
л}| для винтового компрессора типа
5ВХ-350-7 B) по результатам экспериментальных исследований |45].
Как видно из рисунка, удельный расход масла для аммиачного и
хладонового компрессоров значительно отличается друг от друга. Это
связано с различием свойств рабочих веществ, таких, как тепло-
теплоемкость пара, газовая постоянная и некоторых других.
Коэффициент подачи. Методика расчета коэффициента подачи •
винтового маслозаиолненного компрессора во многом' зависит от
степени взаимной растворимости рабочего вещества и масла. В совре-
современных винтовых холодильных маслозаполненных компрессорах
масло, подаваемое на подшипники, разгрузочные поршни и уплот-
уплотнения, собирается по всасывающей полости и затем вместе с рабо-
рабочим веществом поступает через окно всасывания в рабочую полость
компрессора и направляется на сторону нагнетания. В процессе
сжатия к этой смеси добавляется масло, впрыскиваемое Henocpe,4J
ственно в рабочую полость компрессора. Таким образом, масло
находится в контакте с рабочим веществом. Рассмотрим вариант,
когда масло и рабочее вещество взаимно растворяются друг в друге.
Коэффициент подачи винтового маслозаполненного компрессора
в этом случае учитывает следующие потерн:
188

объем, занимаемый утечками рабочего вещества во всасывающую
полость;
объем, который занимает масляный раствор, поступающий во
всасывающую полость по зазорам вместе с утечками;
объем, который занимает масляный раствор, поступающий, из
подшипников и разгрузочных поршней;
объем, занимаемый рабочим веществом, выделяющимся из мас-
масляного раствора, поступающего из уплотнения, подшипников и
разгрузочных поршней (балластное рабочее вещество);
изменение объема вследствие подогрева всасываемого рабочего
вещества при теплообмене с утечками и масляным раствором, по-
поступающим из уплотнения подшипников и разгрузочных поршней.
Уравнение для коэффициента подачи, выведенное из теплового
и материального балансов всасывающей полости компрессора 119],
имеет вид
Х=&^== 1 _ д^у _ д^ _ д&2 _ ДА* _ дь^ E.110)
где бад, GaT — действительная и теоретическая массовая произво-
производительность компрессора; ДЯа, Д^, Д^-м, Д^-м — величины сниже-
снижения коэффициента подачи соответственно в результате утечек ра-
рабочего вещества, влияния балластного рабочего вещества, утечек
масляного раствора и влияние балластного масляного раствора;
ДХу — снижение коэффициента подачи в связи с увеличением
объема, занимаемого масляным балластным раствором во всасываю-
всасывающей полости компрессора.
Объемные потери, связанные с гидравлическими потерями на
всасывании, приведенном в уравнении E.110), не учитываются
ввиду их малости. Выражение E.110) можно также представить
в виде
% = A,- Ml - Atf = Л - ViBnpfylK - V£finP7>BC, E.111)
где А = 1 — ДАм — ДЯм — Д^у; ^м = Vl/VT — относительный
объем утечек масляного раствора; В„р = GyJGl — массовая доля
рабочего вещества, выделившаяся из масляного раствора утечек;
Ту — ТУ'ТЪС — относительная температура утечек рабочего ве-
вещества; и„с = vnc/vN — отношение удельных объемов рабочего ве-
вещества и масла во всасывающем патрубке компрессора; Vi =
= Vm/Vt — относительный объем балластного масляного раствора;
Tq = TJTBC — относительная температура балластного рабочего
вещества.
Как показали исследования, основное влияние на коэффициент
подачи маслозаполненного винтового компрессора оказывают по-
потери, связанные с утечками Д^ и балластным рабочим веществом
Д^а- Сумма потерь ДАм -f Afc£ -f Л?^ составляет незначительную
величину @,01—0,06) в зависимости от условий работы компрес-
компрессора. На рис. 5.59 показаны результаты испытаний маслозапол-
маслозаполненного винтового компрессора на R22 с различными маслами [19].
189

Из рис. 5.59, а видно, что величина ДЯа резко возрастает с уве-
увеличением внешней степени повышения давлений д„. Это связано
с ростом температуры балластного рабочего вещества Т6г и повы-
повышением степени растворимости рабочего вещества в масле с увели-
увеличением давления нагнетания.
Объемные потери AXl также увеличиваются с ростом л„
(рис. 5.59, б). Основное влияние на величину 1±к\ оказывает раство-
растворимость рабочего вещества в масле и вязкость маслохладоновой смеси,
а также разность давлений до и после щели, но которой раствор течет;
а)
0,22
0,14
0,06
*
у
/Г
У
/
/
/,
У
ль*
0Л1
0,08
-да
1
2
У \
у
/г
10
10
Рис. 5.59. Результаты испытаний винтового масл©заполненного компрес-
компрессора на R22: а — зависимость АЯ^ от ян; б—зависимость ДА£ от
/ — масло ХСН-40; 2 — масло ХА-30; 3 — ХС-50; 4 — масло ХС-40
плотность масляного раствора рм и относительная температура уте-
утечек рабочего вещества Ту. Наиболее благоприятными свойствами
обладает раствор R22 с маслом ХС-40. Эю видно из рис. 5.59, откуда
следует, что наименьшие значения Д>1а и Д^а относятся к раствору
R22 и масла ХС-40, наибольшие значения — к раствору с маслами
ХСН-40 и ХА-30, что объясняется их различной взаимной раство-
растворимостью с рабочим веществом и вязкостью.
Суммарные потери, характеризуемые коэффициентом подачи Я,"
также больше при работе компрессора на масле ХСН-40 и ХА-30
(рис. 5.60). Опыты показали [191, что коэффициент подачи винтового
компрессора К при работе на масле ХС-40 на 10—12 % выше, чем при
работе на масле ХА-30.
На коэффициент подачи заметное влияние оказывает температура
всасывания рабочего вещества. На рис. 5.61 показана зависимость
относительного коэффициента подачи от температуры всасывания
[19]. С понижением температуры всасывания объемные потери
растут, что вызвано в основном повышением потерь, связанных
с утечками рабочего вещества и с влиянием балластного рабочего
вещества.
При понижении температуры всасывания уменьшается темпера-
температура нагнетания. Это ведет к повышению массовой доли рабочего
190

вещества в масле как на всасывании, так и на нагнетании, в связи
с тем, что растворимость рабочего вещества в масле увеличивается
с понижением температуры. Однако массовая доля рабочего вещества
в масле на нагнетании повышается больше, чем на всасывании, по-
поэтому с ростом доли рабочего вещества, растворенного в масле, умень-
уменьшается вязкость масляного раствора, что увеличивает ДХЦ. При пони-
понижении температуры всасывания увеличиваются относительные тем-
температуры Ту и ТГ), однако они в меньшей степени влияют на Д^а,
чем изменение концентрации и вязкости. На увеличение объемных
потерь, связанных с влиянием балластного рабочего вещества АкВ7
/
2
V
V
\&
У
4 в 12 Я»
Рис. 5.60. Зависимость коэффи-
коэффициента подачи л винтового мас-
масел оза пол ней и ого компрессора от
я» дпя различных масел:
; _ ХС-40: 2 - ХС-50: 3 - ХЛ-30;
4 — ХСН-40
0,90
-40 -20 0 tSi°C
Рис. 5.61. Зависимость относительного
коэффициента подачи % = АЛ10 от темпе-
температуры всасывания при температурах ки-
кипения:
/ — U = ~25 °С; 2 - /в.= —35 °С; 3 — /« =
= — 45 °С (А,,« — коэффициент подачи при ffi =
-= !0°С)
влияет в основном увеличение массовой доли рабочего вещества, рас-
растворенного в масле. На величины, характеризующие коэффициент
подачи, оказывает влиягие также температура масла, подаваемого
в компрессор. При повышении температуры масла растет темпера-
температура нагнетания, что ведет к уменьшению концентрации рабочего
вещества в масле на нагнетании. На всасывании концентрация рабо-
рабочего вещества в масле также падает, т. е. с увеличением температуры
нагнетания увеличивается температура утечек и температура балла-
балластного рабочего вещества. При этом вязкость рабочего вещества и
относительные температуры Ту и То растут. Объемная потеря Д^а
с повышением температуры масла уменьшается, так как на нее основ-
основное влияние оказывает изменение концентрации рабочего вещества
в масле на всасывании и нагнетании. На объемную потерю Д^ ока-
оказывает влияние изменение концентрации рабочего вещества в масле
при движении через зазоры и вязкость, которые с увеличением тем-
температуры масла уменьшаются, а также 7у, которая при этом увели-
увеличивается, т. е. Д>1а имеет минимальное значение.
191

Как видно из рис. 5.62, построенного по результатам испытаний
[19], относительная величина коэффициента подачи X маслозапол-
ненного винтового компрессора имеет максимальное значение при
температуре масла /..,, подаваемого в компрессор, 30~-40°С при про-
прочих равных условиях. _
На объемные потери оказывает также влияние расход масла V"M.
Это влияние обусловливается изменением основных величин, харак-
характеризующих потери Ml и АХа- С увеличением Ум значения Ml и
АХа возрастают из-за изменения концентрации рабочего вещества
при движении через зазоры и на нагнетании и всасывании, а также
вязкости. Уменьшение Тб и Ту снижает это возрастание, поэтому для
? винтовых маслозаиолненных ком-
компрессоров существует определенное
оптимальное значение относительно-
относительного количества масла <ум, показанного
на рис. 5.57, 5.58.
В том случае, когда масло и ра-
рабочее вещество практически не рас-
растворяются друг в друге (например,
масло —аммиак), уравнение E.110)
несколько упростится, так как будет
отсутствовать влияние балластного
рабочего вещества, выделяющегося
из масляного раствора, поступаю-
поступающего из уплотнения, подшипников и
разгрузочных поршней, атакжевлияг
ние изменения вязкости масла и при-
примет гид
0,94
у
//
/
/
/
/
/
К4
<
0,90
20 30 ^ОЬМ>°С
Рис. 5.62. Зависимость относитель-
относительного коэффициента подачи >- от тем-
температуры подаваемого в компрессор
масла при различных температурах
кипения:
/ — t0 = -25 «С; 2 - /о =- -35 °С;
3 - / 45°С
E.112)
На рис. 5.63 показана зависимость коэффициента подачи отечест-
отечественных винтовых маслозаполиепных холодильных компрессоров
от внешней степени повышения давления лн. Из рисунка видно, что
па коэффициент подачи пл.яет не только л„, но и разность давлений,
раб: чее вещество и размеры компрессора.
Потребляемая мощность и КПД. Мощность Л',, подводимая
к ВМК, затрьчипается на сжатие и перемещение рабочего вещества
Nh преодоление трения роторов о паромасляиую смесь NVM> транс-
транспортирование масла на сторону нагнетания Л\,; трение в подшипни-
подшипниках, торцегом уплотнении, уравновешивающих поршнях Л'тр.
Таким образом, уравнение для определения эффективной мощнб-
сти ВПК можно записать в следующем виде:
N, = Nt + Л'гм + ЛГМ + А^тр- E-113)
Внутренняя мощность равна
E.114)
192

Расчетная индикаторная мощность Nt определяется по уравне-
уравнению
Ni = (VT-VJPi9 E.115)
где Vm — расход масляного раствора, занимающего часть объема
парных полостей на стороне всасывания; рг — среднее индикаторное
давление действительного ВМК, определяется по индикаторной диа-
диаграмме. Индикаторную мощность также можно определить по фор-
формуле
— 1
E.116)
где pi — давление пара в начале сжатия; Ару — повышение давления
в парной полости в процессе переноса; Д/?2 — потери давления в окне
нагнетания (задаются или рассчи-
рассчитываются [18]); WM — W2 — объем
парной полости в конце внутрен-
внутреннего сжатия; Wyi — объем масля-
масляного раствора в парной полости.
Уравнение E.116) учитывает пере-
переменность массы рабочего вещества
и масляного раствора, потери дав-
давления в окне нагнетания и в про-
процессе всасывания, интенсивность
тепло- и массообмена в процессах
переноса и сжатия рабочего ве-
вещества.
Мощность механического тре-
0,8
0,6
к
N
товых маслоза полненных компрессо-
компрессоров Я для различных рабочих веществ:
/ — поджимающий компрессор
6ПХ-700..2,6ЛС; 2 — компрессор
5ВХ-350/5ФС ня R22; 3 — компрессор
5ВХ-350/4АС на аммиаке; 4 — бесеяль-
никовый винтовой компрессор (£>i ~
= 160 мм) на R22; 5 — эксперимен-
экспериментальный япитовоп компрессор ЛТНХП
(£>! « 8Г> мм) па R 12
= NjNmu механического
ния Л'тр И МОЩНОСТЬ, затрачивав- Рис 563. Коэффициент подачи вин-
мую на гидромеханические потери
Л'гм, а также мощность, затрачи-
затрачиваемую на транспортирование мас-
масла Ny]i можно определить по ре-
результатам исследований, проведен-
проведенных во ВНИИхолодмаше [!8, 451.
Энергетическая эффективность
ВМК .определяется по величинам
внутреннего адиабатного КПД
КПД Лм = Nwl!Ne, эффективного КПД х\е = NJNe =-• т|,1в В1
На энергетическую эффективность ВМК большое влияние ока-
оказывают свойства масла. Как показали исследования [18], макси-
максимальное значение це получено при работе на смеси агента с маслом
ХС-40 (рис. 5.64) благодаря его меньшей степени взаимной раство-
растворимости с рабочим веществом, более пологой вязкостно-температур-
вязкостно-температурной характеристике и некоторым другим свойствам.
На энергетические потери винтового компрессора влияет темпе-
температура всасываемого рабочего вещества, при понижении которой уве-
увеличивается вязкость масляного раствора и его плотность, что ведет
к увеличению мощности гидромеханических потерь.
7 П/рИ. А. Сакуиа 193

На эффектигпый КПД ока:п>1гает влияние температура масла,
полагаемого в компрессор. При повышении температуры масла па-
падает концентрация рлСочего ьещества в растворе, что ведет к попы-
шепию его вязкости. Это, с одной стороны, способствует уменьшению
перетечки, что повышает КПД, а с другой стороны — с увеличением
вязкое!и уг-еличивает гидромеханические потери, что, естественно,
понижает КПД компрессора. Исследования |18| показали, что эффек-
эффективный КПД компрессора имеет максимум при температуре масла
30—40 СС.
0,6
0,5
SIl
X
\
\
л
\
0.6
0,5
0,4
\
\
\
8
12 Ж*
10
14 X*
Рис. 5.64, Зависимость ч\е =
е= / (%) маслозаполисииого вин-
винтового компрессора, работающе-
работающего иа различных маслах при / =
« 30 °С:
i — ХС-40; 2 ~ ХЛ-30; 3 — XC-50J
4 — ХСН-40
Рис. 5.65, Эффективный КПД винтовых
маслозаиолиеииых компрессоров для раз-
различных рабочих вещесп:
1 — поджимающий компрессор 6BX-700/2.6ACJ
2 — компрессор 5ВХ-350/5ФС на R22; 3 —
компрессор 5ВХ-350/4ЛС па аммиаке; 4 — экс*
пернмеитальный компрессор ЛТИХП (D, в
= 85 мм) на RI2
Изменение расхода масла в компрессоре влечет* за собой также
изменение физических свойств масляного раствора, от которых, как
уже отмечалось, зависят перетечки и гидромеханические потери.
Оптимальные значения удельного расхода масла, определенные при
максимальных значениях Я и t\ey были показаны на рис. 5.58. Зави-
Зависимость эффективного КПД различных винтовых компрессоров от
степени повышения давления представлена на рис. 5.65 [451.
Оптимальная окружная скорость. Для винтовых маслозапол-
ненных компрессоров, так же как и для компрессоров сухого сжатия,
существует оптимальная окружная скорость на внешней окружности
ведущего ротора. На численное значение оптимальной окружной
скорости мх влияют: давление всасывания, разность давлений рп —
— /?в, степень повышения давления л„, рабочее вещество, свойства
и относительное количество масла ?м; размер зазоров в компрессоре;
относительная длина и тип профиля роторов; объемная производи-
производительность компрессоров. Выбор скорости вращения роторов делается,
как правило, по экспериментальным данным. На рис. 5.66 показаны
194

м/с
50
40
30
и
у
средние значения оптимальных окружных скоростей для хладоиов
и аммиака, полученные экспериментально [45]. Нижние кривые
поля скоростей относятся к крупным компрессорам с относительно
малыми зазорами и большими значениями относительной длины ро-
роторов. Верхние кривые — для компрессоров малой производитель-
производительности с относительно большими зазорами и меньшими значениями
относительной длины роторов. Для компрессоров с асимметричным
профилем роторов значения окружной скорости выбираются не-
несколько меньшие, чем для окружных профилей. Чтобы упростить
конструкцию компрессора и не применять мультипликатор, окруж-
окружную скорость выбирают иногда меньше оптимальной. При этом коэф-
коэффициент подачи и эффективный КПД компрессора уменьшаются.
Условия работы винтовых и
маслозаполненных компрессоров.
На характеристики вннювых
компрессоров основное влияние
оказывают условия работы: дав-
давление всасывания и нагнетания,
а также их разность; сте ень
повышения давления ли; тем-
температура всасываемого рабочего
вещества; температура и отно- г е .w
сительное количество нодавае- Рис. 5.66. Зависимость оптимальной ок-
мого в компрессор масла; марка ' ружиой скорости «j иа внешней окружио-
масла; геометрическая степень сти ведущего винта от пн
сжатия; внешняя степень повы-
повышения давления; частота вращения роторов, а также схема и цикл
холодильной машины. При одноступенчатом сжатии в качестве пре-
предельных рекомендуются следующие условия работы [451: мини-
минимальное давление всасывания 0,005 ЛШа; минимальная температура
всасывания —40 °С; максимальное давление нагнетания 2,1 МПа;
максимальная разность давлений нагнетания и всасывания 1,7 МПа;
максимальная внешняя степень повышения давления 17; максималь-
максимальная температура рабочего вещества на нагнетании 90 СС; температура
масла на входе в компрессор от 30 до 50 °С.
Наиболее распространенными рабочими веществами холодиль-
холодильных машин с винтовыми компрессорами являются R22, аммиак и
R12. /1ля создания холодильных машин с ВМК средней и малой
производительности весьма перспективными могут оказаться рабо-
рабочие вещества низкого давления, например Rll, R12^1 и некоторые
другие. Это связано с тем, что указанные рабочие вещества имеют
более низкую удельную объемную производительность. Поэтому
при проектировании средних и малых ВМК можно применить ро-
роторы сравнительно большого диаметра при относительно небольшой
частоте вращения ведущего ротора. Условия работы компрессоров
в зависимости от диапазона рабочих температур при работе на основ-
основных рабочих веществах приведены в табл. 5.5.
Винтовой маслозаполненный компрессор имеет наибольшую энер-
энергетическую эффективность при температуре масла на входе в ком-
7* 195

прессор от 30 до 40 СС, температура рабочего вещества па всасывании
от +5 дО + 15°С. Оптимальные окружные скорости показаны на
рис. 5.66. Оптимальное относительное количестло масла приведено
на рис. 5.57 и 5.58.
Технологические схемы компрессорных агрегатов. На рис. 5.67
показана принципиальная технологическая схема винтового холо-
холодильного маслозаполненного агрегата. Рабочее вещество через об-
обратный клапан 4 и газовый фильтр 1 поступает во всасывающую по-
Таблица 5.5
Условия работы ВМК
Тип холодильной машины
Одно- и двухступенчатые, каскад-
каскадные
Одно- и двухступенчатые
Одноступенчатые
Одно- и двухступенчатые, каскад-
каскадные
То же
х>
Каскадные
Рабочее
вещество
R22
Аммиак (R717)
R12
R502
R143
R13B1
R13
Этан (R170)
Максимальная
температура
конденсации
(промежуточ-
(промежуточная), °С
50
50
70
50
40
35
-10
Температура
кипения,
°С
от
10
0
ю.
10
— 15
— 15
—60
—60
до
-80
-65
—35
-85
—85
—95
— 115
— 100
лость компрессора 7, где смешивается с маслом, идущим из подтип-"
ииков, сальника и разгрузочных поршней компрессора. В процессе
сжатия к образовавшейся смеси добавляется масло, впрыскиваемое
в парные полости, после их отсечки от окна всасывания. Из ком-
компрессора смесь рабочего вещества и масла поступает в маслоотдели-
маслоотделитель 16, где происходит отделение масла. В некоторых случаях при-'
меняется второй маслоотделитель 15. Рабочее вещество, отделенное
от масла, через обратный клапан поступает в нагнетательный тру-
трубопровод. Из маслоотделителя масло, пройдя через фильтр грубой
очистки 14, поступает в маслоохладитель 12. Давление масла после
масляного насоса 13 выше давления нагнетания на 0,1—0,35 МПа.
После охлаждения в маслоохладителе одна часть масла поступает
на впрыск в компрессор, а другая — через фильтр тонкой очистки 9
к подшипникам, сальнику и разгрузочным поршням.
Представленная технологическая схема является типовой для
отечественных холодильных агрегатов с винтовыми маслозаполнен-
ными компрессорами.
Схема агрегата с промежуточной подачей рабочего вещества
(с системой «экономайзер») отличается тем, что в компрессоре имеется
дополнительный патрубок всасывания и парожидкостный теплооб-
196

менник. Принципиальная схема холодильной машины с таким агре-
агрегатом показана на рис. 4.19.
Силы и моменты, действующие на роторы компрессора. Клас-
Классификация сил и моментов. Винты являются основными элементами
роторов. На них действует сложная система сил, что обусловлено
особенностями конструкции компрессора и геометрической формой
винтов. На роторы компрессора действуют: осевые силы, направ-
направленные параллельно осям винтов; радиальные силы, направленные
перпендикулярно к осям винтов; крутящие и изгибающие моменты.
Определение величины и направления сил и моментов необходимы
для расчета и конструирования валов роторов, опорных и упорных
12
Нагнетание
! На всасывание
v д компрессор
Рис. 5.67. Принципиальная технологическая схема холодильного винтового
маслозаполиенного компрессорного агрегата:
/ — газовый фильтр; 2 — манометр; 3 — термометр; 4 — обратный клапан; 5 —
запорный вентиль; б, 19 — электродвигатели; 7 — компрессор; 8 — место отбора
давления на защитный прибор: 9 — фильтр тонкой очистки; 10 — регулятор прямого
действия; // — соленоидный вентиль; 12 — .маслоохладитель; 13 — маслонасос;
14 — фильтр; 15, 16 — маслоотделители; 17 — термореле; 18 — перепускной клапан
подшипников, разгрузочных устройств, шестерен связи. Расчет,
как правило, ведется на максимальный возможный перепад давлений
в холодильном маслозаполненном компрессоре: Д/? = рн—/?в<
< 1,7 МПа.
Осевые силы и крутящие моменты. В общем случае полная осевая
сила, действующая на ротор, равна векторной сумме:
где Рт — суммарная сила, действующая на торцы винта; Ра — сум-
суммарная осевая сила, действующая на профильные поверхности
винта; Рш — осевая составляющая нормальной силы, действующей
в зубчатом зацеплении, например в шестернях связи; Рр<у —осе-
—осевая сиЛа разгрузочного устройства; Рв — суммарная осевая сила,
197

действующая на вал ротора от других элементов, сидйщих на салу
ротора (зубчатых колес, уплотнений), а также от неуравновешенных
газовых давлений.
Остановимся на первых двух силах, так как определение осталь-
остальных сил не вызывает затруднений. Суммарная осевая сила, дейст-
действующая на торцы винта, равна разности сил торцов нагнетания и
всасывания. Вся площадь торца винта на стороне всасывания под-
подвержена давлению /?п. Со стороны нагнетания часть поверхности
торца винта находится иод давлением ри\ другая — под давлением
рв и некоторая часть под промежуточным
Рц = <2/В| + 0,5/., + 0,5/к|) Ир = B,б/8, + 0.5U Ир. E.117)
где Пр = рн — /Jn; /а* — площадь торцевого сечения зуба винта;
/к* — кольцевая . площадь, образованная окружностью впадин
винта и валом (dB/), /к; = 0,25л (diH £ — dh).
Координатами точки приложения осевой силы PTi приближенно
являются: г = 0,5 diBU угол 7т ^ 45° (см. рис. 5.70).
Среднее значение осевых сил, действующих на все профильные
поверхности ВЩ и ВМ винтов, определяются но формулам:
ЛГ2ср, E.118)
где М1ср и Л4аср — средние крутящие моменты, действующие на
ВЩ и ВМ винты. Существуют и другие способы определения профиль-
профильных осевых сил [33].
Средний крутящий момент на ВЩ винте равен сумме моментов!
момента, найденного через внутреннюю (индикаторную) мощность
МШУ и среднего крутящего момента ВМ винта, отнесенного к оси
ВЩ.
Теоретические и экспериментальные исследования зацеплений
винтов с циклоидальным профилем зубьев показали, что ведомый
винт воспринимает энергию от сжимаемого газа, а его момент напра-
направлен в сторону, противоположную моменту ВЩ винта. Таким обра-
образом, при работе компрессора ВМ винт, получая энергию от сжимае-
сжимаемого вещества, вновь передает ее (за вычетом энергии, затраченной
на свое вращение) ВЩ винту через шестерни связи или при непосред-
непосредственном контакте (если шестерни отсутствуют).
Итак, поскольку энергию от двигателя получает ВЩ винт, сле-
следовательно, его энергия расходуется на сжатие пара, то
М1ср = Мкр + м2ср, E.119)
где моменты приведены к одной оси — оси вала ВЩ винта. Кроме
того, можно принять
Л*2ср = М*кР, E.120)
№ &м — коэффициент, показывающий, какую долю от Л4,(Р воспри-
воспринимает ВМ винт от сжимаемого вещества. kM зависит от типа профиля
зубьев: для зубьев с цевочным профилем kM = 0; для чисто циклоид-
циклоидных профилей он имеет максимальное значение; для встречающихся
198

в винтовых компрессорах асимметричных профилях кы ъ* 0,08ч-0,12.
Итак,
AficP = 0+*M)Aflir E.121)
Необходимо отметить, что осевые силы действуют на профильные
поверхности нескольких впадин винтов и, следовательно, профиль-
профильные силы Pai и Раа являются суммарными ' силами для каждого
из винтов.
Для расчета упорных подшипников и разгрузочных устройств
точки приложения этих сил, как и торцевых, находить нет необхо-
необходимости. Но при расчетах реакций в опорных подшипниках и изги-
изгибающих моментов валов точки приложения всех осевых сил знать
необходимо. Необходимо также отметить еще одну важную особен-
особенность осевой профильной силы ВМ винта Ра2 — она направлена
в сторону торца нагнетания. Объясняется это соответствующим рас-
расположением циклоидальных профильных поверхностей ВМ винта.
В зацеплении винтов с цевочным профилем зубьев все газовые силы
внутри полости ВМ винта полностью уравновешены и поэтому осе-
осевая сила Ра2 = 0.
В последние годы но ряду причин возникла необходимость пере-
передавать крутящий момент от двигателя на вал ведомого винта ком-
компрессора. Такая необходимость появилась прежде всего у маслоза-
нолненных компрессоров, в том числе холодильных, не имеющих»
как правило, шестерен связи. В этом случае передача полного кру-
крутящего момента компрессора от ведомого винта должна осущест-
осуществляться к ведущему винту через зацепления (зубья) винтов. Однако
не все из рассмотренных выше профилей пригодны для этого — не-
непригодны циклоидальные профили с точечным зацеплением. Окруж-
Окружные и эллиптические участки профиля силовую нагрузку (при нали-
наличии смазки) передают вполне надежно. Лучше других профилей
силовую передачу осуществляют эвольвентные профили, чем и объяс-
объясняется все более частое их применение в новейших профилях зубьев
винтовых маслозаполненных компрессоров.
Радиальные силы, действующие на роторы. В современных масло-
маслозаполненных компрессорах, работающих с большими перепадами
давления, действуют значительные радиальные силы. Радиальные
силы, возникают от сил давления пара на профильные поверхности
винтов, от нормальных сил давления на другие элементы винта,
а также от деталей и узлов, сидящих на валу ротора, и от массовых
сил ротора.
Рассмотрим силы, действующие на каждую отдельно взятую
впадину винта. Ее можно рассматривать как замкнутую полость,
закрытую снаружи но внешнему цилиндру винта (диаметром Dt)
корпусом компрессора. Если рассечь полость двумя торцевыми пло-
плоскостями (см. рис. 5.40, плоскости /—/ или //—//), получим зам-
замкнутый объем, внутренние поверхности которого находятся под из-
избыточным давлением р = рСЯ{ — /?п, где рсж — абсолютное давле-
давление пара в данной полости в рассматриваемый момент времени (иначе
полости, находящейся в определенном зафиксированном положении).
199

Очевидно, сила давления пара на профильную поверхность впа-
впадины между зубьями равна по абсолютному значению силе давления
пара на цилиндрическую поверхность зева впадины, прикрытого
корпусом компрессора, но противоположна ей по знаку (рис. 5.68) —
это поверхность эквивалентного цилиндра. На нее действуют равно-
равномерно распределенные силы давления, направленные радиально.
Их равнодействующая для единичной длины впадины (винта) при
постоянном давлении пара будет (рис. 5.68)
qp
= 2/?t J p cos a da = 2p Rx sin a,.
Рис. 5.68. К определению интенсивности нагрузки впадии винтов: а — ведущего;
б — ведомого
Угол ах равен половине углового- шага нарезки винта в торце-
торцевой плоскости: ах = п/гг. Так как 2/?2 sin a2 = ax (где ах — длина
хорды, стягивающей дугу окружного шага винта по внешнему ци-
цилиндру), то qp = агр, но на винт передается сила q = \q{)\. Таким
образом, сила давления пара на поверхности впадин винта единичной
длины <7i = сцр и направлена по радиусу к оси винта. Аналогично
для ВМ винта q = а2р-
Отметим, что независимо от типа профиля (например, симметрич-
симметричного или асимметричного) силы q всегда находятся на середине впа-
впадины. Геометрическое место сил q по длине впадины образует гру-
грузовую линию. Каждая впадина винта имеет свою грузовую линию.
При расстоянии между торцевыми плоскостями AZ радиальная
сила давления пара на поверхность впадины винта составит
P = qAZ = paiAZ, E.122)
но п( AZ == /ц — площадь проекции элемента поверхности эквива-
эквивалентного цилиндра. Таким образом,
P = PU E.123)
причем площадь /ц может быть произвольной формы. Важно помнить,
200

что это проекция элемента поверхности эквивалентного ци-
цилиндра, прикрывающего впадину винта.
Теперь можем перейти к рассмотрению метода расчета радиаль-
радиальных сил, действующих на винты. Отметим прежде всего, что для
прочностных расчетов элементов конструкций компрессора необ-
необходимо исходить из максимальных длительно действующих сил.
Давление пара в тепловом расчете компрессора определяется в соот-
соответствии с действительным циклом холодильной машины. Для се-
серийно выпускаемых компрессоров расчет производится при макси-
максимальной разности давлений Ар = ри — ри — 1,7 МПа.
Для определения площадей поверхности винтов, на которые дей-
действуют соответствующие перепады давлений, винты ставят в такое
положение, при котором ближайшая парная полость подошла к окну
нагнетания. Другими словами, винтовая линия гребня зуба ВЩ
винта должна коснуться контура окна нагнетания. В целях сокра-
сокращения выкладок влияние неуравновешенных площадок [33] в дан-
данном случае учитывать не будем. Метод состоит в следующем.
Строится развертка (для удобства контроля вычислений — в мас-
масштабе) внешней цилиндрической поверхности винтов (рис. 5.69, б):
на контуре развертки наносятся линии гребней зубьев под углами
Pi и р.2; вычерчивается проекция цилиндрической части окна нагне-
нагнетания (на рис. 5.69, б она заштрихована накрест), и, касаясь его
кромки, вычерчивается развертка ближайших полостей ВЩ и ВМ
винтов (заштрихованные по контуру).
Угол наклона винтовой линии гребня' зуба ВЩ и ВМ винтов:
Pt = arctg [(D,AU tg ftj; p2 = arctg [(D2/d2H) tg RJ E.124)
или tg Pj — nDi/hh
Правильность построения на этом этапе контролируется аппли-
аппликатой Zc — <PicV2rc, где ф1с — угол сжатия.
Гребень следующего зуба изобразится линией 3—2, отстоящей
от окна нагнетания на расстоянии осевого шага hjzx = AZ, где AZ —
, отрезок по оси винта. Аналогично наносится линия 10—// для ВМ
винта. Таким образом, получили развертку участка эквивалентного
цилиндра ВЩ винта 1—2—3> подверженного перепаду равномерно
распределенного давления Ар — рп — ри.
Аналогичная развертка для ВМ — фигура 1—10—11. Коорди-
Координаты центров давления (ЦД) этих фигур наглядно и просто опреде-
определяются графически. В центрах давления приложены сосредоточен-
сосредоточенные силы Р1п и Р2н. Для их определения необходимо н йти соответ-
соответствующие площади. Нужно помнить, что но оси 0Хх на чертеже изоб-
изображена развертка цилиндра, а радиальная сила равна, согласно
уравнению E.122), произведению перепада давления на хорду (и на
соответствующую аппликату AZ). Неучет этого обстоятельства при-
приводит, естественно, к ошибкам. Таким образом, истинная площадь
Fin, подверженная давлению Ар, будет для ВЩ и ВМ винтов:
Fib = (пл. 1-2-3) т% хр; F2ll = (пл. 1-10-11) т% хр,
E.125)
201

202

где т — масштаб длин (предполагается по ссям 0Хг и 0Z одинако-
одинаковым); ilxp и /г2хр — хордальные коэффициенты, зависимые от окруж-
окружного шага зубьев,
ki хр = sin (л/г,)/(л/г,). E.126)
Так, для числа зубьев гг = 4 коэффициент &1хр = 0,£00; для
z2 = 6Jfe2хр = 0,955. Для принятой системы зубьев 4/6 площади:
Fln = 0,9/па (пл. 1 — 2 — 3); F2U = 0,955/n2 (пл. 1 — 10—11).
E.125а)
Соответствующие сосредоточенные в центрах давления силы!
Ли = Л„Др; P2* = F2HAp. E.127)
Это .основные радиальные силы, действующие на винты. Точки при-
приложения их к винтам определяются координатами:
где
<У*я = S,360/C,14D,) град. E.128)
Дуга Si равна абсциссе на чертеже (рис, 5.69, а), а именно: 51я =?
** ^1н» 52Н « Х2ъ. Векторы сил Р1н и Рйн, направленные под уг-
углами y°ih и Y2h к осям абсцисс, наносим соответственно справа и слева
от рис. 5.69, а на торцевых проекциях винтов. Гребень зуба ВЩ
винта следующей парной полости (линия 4—5) может пересечь ли-
линию торцов всасывания в точке начала координат, т. е. точки 4 и 0 —*
совпадут. Это произойдет в том случае, когда угол сжатия <р1с ока-
окажется кратным угловому шагу зубьев л/гь т. е.
= 1; 2; 3. E.129)
Тогда зубья ВЩ (зуб 1) и ВМ (зуб Г) винтов на торце всасывания
будут находиться в положении начала заполнения полости ВЩ
винта зубом ВМ г. Для зубьев с циклоидальным профилем на тыль-
тыльной стороне такому положению отвечает точка касания зубьев 1 и 1*
в вершине линии зацепления (в точке пересечения внешней окруж-
окружности ВЩ винта и начальной окружности ВМ). Для этого вершина
линии зацепления должна находиться на продолжении оси OZ
(рис, 5.69, а). Если же, как чаще всего встречается, условие E.129)
не выполняется, то и тогда правильность построения проверяется
зависимостью AZ ~ Д^Лг/2л.
Площадь развертки полости 2—3—4—5, как и всех последующих,
может быть разбита на рационально расположенные площадки с про-
простыми фигурами (параллелограммы, треугольники). Здесь могут
оказаться удобными грузовые линии </ь <]п, на которых находятся
центры давления некоторых фигур. Удобно придерживаться такого
правила: площадка (фигура) не должна выходить за пределы 1-2-й
или 3-4-й четвертей. Это удобно для понимания системы действую^
винтов с т13 <Ст1Пр в этом положении уменьшение объема парной по-
полости еще не наступило, что следует и из положения точки 6 на рис. 5.69, б.
203

щих на винт радиальных сил, но несколько увеличивает объем рас-
расчетной работы. Для ее сокращения развертки полей можно не раз-
разбивать на отдельные фигуры и находить для полости центр давления
и общую полную радиальную силу для псей полости.
Перепад давления во пторой полости ведущего пинта (фигура
4—5—6—7) в рассматриваемом случае Арп = 0, дп = 0. То же от-
относится и к q[\ ведомого винта. Таким образом, радиальные силы,
действующие на винты, можно свести всего лишь к двум (или трем)
силам для каждого пинта. Зависит это от числа осевых шагов
зубьев A|/zjf укладывающихся в аппликате Zc (или иначе для
данной конструкции винта — от геометрической степени сжа-
сжатия).
При наличии геометрического подобия винтов рассмотренную
схему радиальных сил (рис, 5.69) можно унифицировать, меняя
только расположение линий торцов всасывания и нагнетания в соот-
соответствии с конкретными значениями ег и /„.
Определив действующие на винте силы, приступим к составлению
эскизов расчетной схемы роторов. Для этого необходимо изобразить
контуры боковой и торцевой проекций роторов в произвольном мас-
масштабе (рис. 5.70) с указанием расстояния между опорными подшип-
подшипниками и другими деталями и узлами, сидящими на валах роторов и
создающими на них нагрузку. Силами и моментами трения ввиду их
малости можно пренебречь.
Пользуясь рассмотренной выше схемой расчета радиальных сил
и рис. 5.69, нанесем векторы сил в соответствии с найденными коор-
координатами точек приложения сил Zt и yt. Нанесем также векторы
осевых — торцевых и профильных сил, действующих на ВЩ и ВМ
винты.
Наиболее сложным является определение сил, действующих на
профильные поверхности винтов. Выше уже указывалось, что осе-
осевые силы, действующие на профильные поверхности нескольких
впадин каждого из винтов, можно заменить одной суммарной осевой
силой, которая, напомним, достаточно надежно определяется по
форм}лам ^'5.118J
В каждой полости осевая сила является одной из трех составля-
составляющих нормальной (полной) силы давления газа (пара) на профиль-
профильную поверхность зубьев. Нормальная сила всегда направлена по
нормали к поверхности давления; две другие составляющие нормаль-
нормальной силы — окружная Рок и радиальная Рх — приложены в той же
точке, что и осевая. Координатами точек приложения этих сил —
центров давления — являются точки пересечения радиальных пря-
прямых, на которых находятся радиальные силы, с поверхностью цилин-
цилиндра диаметром DjCp = 0,5(D^+ dlm), т.е. определяются углами
IVh и у! (см. рис. 5.69) и аппликатами Zlu и Z).
Таким образом, осевая сила, действующая в каждой полости
(в том числе и соединившейся с камерой нагнетания), будет пропори
204

цнональна независимо найденным радиальным силам, а имен-
но:
р — Vp Pla
=2*«
F.130)
Рис. 5.70. Расчетные схемы сил, действующих на роторы ВЩ (а) и ВМ (б)
винтов. (Силы, действующие на шестерни связи на рисунке не показаны;
Ох н G2 — массы ВЩ и ВМ роторов)
Окружные силы приложены в тех же точках, направлены по нор-
нормали к радиальным и находятся по формуле
^OBl^jCtgpep, E.131)
где рср = arctg [(Dcp/diH) tg ри] или рср = arctg (яД- cp/*i).
На рис. 5.70 показаны силы и точки их приложения, действую-
действующие на ВЩ и ВМ винты. Не показаны силы, действующие па другие
детали ротора — разгрузочное устройство, шестерни связи (или си-
силовую зубчатую передачу).
205

Расчеты величины и направлении реакций в опорных подшипни-
подшипниках выполняются по известным из предыдущих курсов (сопротивле-
(сопротивления материалов, деталей машин) методикам. Следует только иметь
в виду, что внецентренно приложенные силы (P.Ai\ PTi) создают мо-
моменты, действующие в различных плоскостях. Это усложняет ис-
использование обычного приема — разложение сил по двум взаимно
перпендикулярным плоскостям. Поэтому реакции в опорных подшип-
подшипниках определяются отдельно в каждой из плоскостей, в которых
действуют радиальные, окружные и осевые силы, а также моменты
от внецентренно приложенных осевых сил. Затем находятся равно-
равнодействующие силы и их направления на каждой из опор.
§ 5.3. Ротационные компрессоры
Под ротационными компрессорами (РК) понимают машины объем-
объемного принципа действия с одним или несколькими вращающимися
роторами. Конструктивных типов РК существует множество, однако
в холодильной технике нашли применение немногие: пластинчатые
РК и с катящимся ротором. Представляют интерес биротативные
компрессоры, а также компрессоры с частичным внутренним сжа-
сжатием. Достоинствами указанных РК являются:
несложность конструкции и низкая стоимость изготовления;
надежность в эксплуатации и простота в обслуживании;
отсутствие клапанов на всасывании и, как правило, на нагнета-
нагнетании, что помимо других качеств обусловливает малые гидравличе-
гидравлические потери на этих трактах;
стабильность характеристик в течение эксплуатации машины.
К недостаткам пластинчатых РК следует отнести большой износ
неметаллических пластин и значительные потери мощности на трение
пластин в пазах и при скольжении по цилиндру. Кроме того, сущест-
существуют значительные трудности по обеспечению высоких требований
к качеству пластин. Энергетическая эффективность пластинчатых
РК ниже, чем у поршневых компрессоров, как вследствие указанных
П4 ичин, так и из-за значительных перетечек пара.
Применяют РК главным образом при малых перепадах давлений
Ар = ри — рА я* @,3-5-0,4) МПа
в качества ступеней низкого давления в двух- и трехступенчатых
холодильных машинах.
Пластинчатые РК нашли применение в машинах холодопроизво-
дительностью до 1000 кВт при работе на аммиаке и хладонах. Однако
в связи с появлением винтовых компрессоров применение пластинча-
пластинчатых компрессоров в нашей стране ограничено холодопроизводи-
тельностью до 100 кВт.
В установках кондиционирования воздуха пластинчатые компрес-
компрессоры обеспечивают холодопроизводительность примерно 10—35 кВт.
на хладонах R12 и R22 в одноступенчатом сжатии и с перепадом
давления до 1,0 МПа.
206

Холодильные пластинчатые компрессоры работают при подаче
небольшого количества смазки (капельная смазка) для уменьшения
работы трения пластин. Однако в последние годы появились РК с по-
подачей масла в ячейки сжатия в значительных количествах — не
только для смазки, но и для уплотнения щелей и охлаждения рабо-
рабочего вещества. Это маслозаполненные РК. Пластинчатые РК, как и
винтовые, допускают осуществление 'холодильного цикла системы
«экономайзер» с двухступенчатым дросселированием жидкого холо-
холодильного агента.
Компрессоры с катящимся ротором имеют лучшие энергетические
показатели, чем пластинчатые, но значительно уступают им в массо-
габаритных показателях.
1
Wo
Рис. 5.71. Основные конструктивные схемы ротационных пластинча-
пластинчатых компрессоров: а — однокамерные; б — двухкамерные
Пластинчатые ротационные компрессоры. Основные конструк-
конструктивные схемы пластинчатых РК показаны на рис. 5.71. В однокамер-
однокамерных РК за один оборот ротора в каждой ячейке совершается один
рабочий цикл. В двухкамерных РК (рис. 5.71, б) за один оборот
в ячейке совершается два рабочих цикла. Преимущественное рас-
распространение получили однокамерные РК.
, На рис. 5.72 показано поперечное сечение пластинчатого РК.
В цилиндре корпуса эксцентрично помещен ротор, в пазы которого
вставлены радиально (или наклонены к нему) пластины. Пластины
в пазах могут свободно перемещаться благодаря наличию небольших
зазоров. С торцов пластины и утолщенная часть ротора (видимая
на рис. 5.75) ограничиваются крышками компрессора. При вращении
ротора пластины скользят по поверхности цилиндра и одновременно
перемещаются в пазах ротора: при выдвижении под действием цен-
центробежной силы, при обратном движении — силой давления поверх-
поверхности цилиндра корпуса на пластины.
Всасывание пара в ячейку начинается в момент увеличения ее
объема и соединения с камерой всасывания, когда впереди идущая
пластина данной ячейки пройдет кромку а окна всасывания (см.
рис. 5.72). Когда ячейка достигнет максимального объема, процесс
всасывания закончится и сразу же начнется процесс сжатия. Закан-
Заканчивается процесс сжатия в момент соединения ячейки с окном нагне-
нагнетания, когда впереди идущая пластина пройдет кромку б окна, после
207

чего начнется процесс нагнетания. Нагнетание заканчивается в мо-
момент перехода задней пластиной кромки в. Для более полного вытес-
вытеснения газа из ячейки осуществляется его перепуск. Положение вы-
выпускной (верхней) кромки б окна нагнетания определяет геометри-
геометрическую степень сжатия ег, которая равна отношению максимального
объема ячейки Wo в начале сжатия к ее объему WC7K в конце процесса
сжатия
ег - UyiFCSK. E.132)
Геометрическая степень сжатия в РК как и в винтовом, предопре-
предопределена конструкцией компрессора при его изготовлении и поэтому
Угол
нагнета*
ния
Рис. 5.72. Поперечное сечение пластинчатого компрессора
для данного компрессора является постоянной величиной. Понятие
«геометрическая степень сжатия» неприменимо при наличии само-
самодействующих клапанов на нагнетании.
Как и в винтовом, в пластинчатом компрессоре возможно три
типа режимов работы: при ри = /?а; ря > ря и ри < /?а, где ра —
давление внутреннего сжатия пара в ячейке, когда ее объем станет
равным UPCiR. Последний тип режима (ри < /?а), как наименее эко-
экономичный, в пластинчатых РК стремятся не допускать, тем более,
что при этом пластины неоправданно перегружаются силами давле-
давления пара, вызывающими их изгиб.
Теоретические диаграммы возможных циклов работы пластинча-
пластинчатого РК такие же, как и у винтового (см. рис. 5.50).
. Производительность пластинчатого РКУ потребляемая моецность
и КПД. Теоретическая объемная производительность пластинчатого-
208

однокамерного РК зависит только от геометрических размеров и ча-
частоты вращения ротора:
Vr = Wozn = CetRnn, E Л 33)
где z — число ячеек (пластин); п — частота вращения ротора; с —
эксцентриситет; / — длина ротора и пластины; Rn — радиус цилин-
цилиндра (отверстия) корпуса; С — коэффициент, учитывающий влияние
числа пластин, определяется по формуле
где Р — центральный угол ячейки.
Для применяемых на практике значений относительного эксцеи-
триентета e/Rn ^ 0,10-т-0,15 коэффициент С зависит в основном от
числа пластин:
г 2 3 4 5 6 8 10 12 >12
С 9,90 11,3 11,8 12,10 12,20 12,3 12,4 12,5 4л = 12 52
В формуле E.133) толщина пластин не учитывается, так как
считается, что пластины, уменьшая объем ячейки над поверхностью
ротора, освобождают одновременно точно такой же объем в пазах.
Этот объем заполняется паром, перетекающим через зазоры. На уча-
участке сжатия и нагнетания пар из-под пластин выталкивается в тор-
торцевые зазоры. Если же пар, попадающий в пазы пластин, относить
к потерям, то тогда следует учесть уменьшение полезного объема
ячеек из-за конечной толщины б пластин. В этом случае при z^ 12
VT « 2eln Bя/?п — 6г). E.134)
Наклон пластин по отношению к радиусу иа VT не влияет.
Для двухкамерных РК (рис. 5.71, б), в которых за один оборот
рабочий цикл осуществляется дважды, теоретическая объемная про-
производительность
Ут-2Гогп. E.135)
Действительная производительность РК меньше теоретической
на величину потерь, которая учитывается коэффициентом подачи
Ь = iyVT, E.136)
где Уд — действительная объемная производительность при давле-
давлении и температуре во всасывающем патрубке» Таким образом, дей-
действительная объемная производительность РК
V^Wr^kCelRtfl. E Л 37)
Коэффициент подачи холодильного РК учитывает следующие ос-
основные потери:
перетечки пара из полостей сжатия и нагнетания во всасывающие
полости через торцевые и радиальные зазоры, а также через зазоры
между пластинами и ротором в пазах;
перенос пара, оставшегося в ячейках после их разобщения с иагне-
тательНым окном (пар, оставшийся в защемленном объеме);
209

подогрев пара от стенок ротора, пластин и цилиндра в процессе
всасывания, а также от смешения с паром, натекающим со стороны
ячеек с повышенным давлением.
Давление пара в ячейке в конце всасывания меньше давления во
всасывающем патрубке на величину дроссельных (гидравлических)
потерь. Скорость пара в окне всасывания к концу этого процесса
мала, поэтому дроссельные потери в пластинчатых РК малы, они
снижают коэффициент подачи примерно на 0,2—0,3 %.
Объемные потери в РК зависят от многих факторов: от режима
работы; рабочего вещества; перепада давления и отношения давле-
давлений pdpn, соотношения геометрических размеров (относительного
эксцентриситета elR^ //#ц); величины зазоров; числа пластин; ча-
частоты вращения; способа охлаждения корпу-
ркЕ^^»*^_ 1 1 са и количества подаваемого масла.
™f^ I Количественная оценка влияния каждого
фактора на основании экспериментальных
данных затруднена. Имеются теоретические
методы расчета коэффициента подачи для га-
газовых РК f32]. Для холодильных РК при
Рис. 5.73. Зависимость определении коэффициента подачи использу-
™SZZ™o ToZec ют экспериментальные данные (рис. 5.73),
сора от степени повыше- гДе верхняя кривая относится к РК болыцои
ния давления яи производительности и к средним машинам
при малых перепадах давления.
Встречаются также эмпирические формулы для определения коэф-
коэффициента подачи пластинчатого РК, например % ^ 1 — дяи> где
ян — pJp-A — внешняя степень повышения давления; а = 0,05 —
для крупных машин, а = 0,1 —для небольших.
Внутренняя степень повышения давления ла = ра/рв, как упо-
упоминалось, может не совпадать с яи, что характерно для работы холо-
холодильных компрессоров. Несовпадение внешнего и внутреннего отно-
отношения давления вызывает, как и в винтовых компрессорах, допол-
дополнительные потери энергии, т. е. повышение затрачиваемой мощности
привода. Поэтому геометрическую степень сжатия холодильных РК
выбирают с таким расчетом, чтобы /?а < рп во всем интервале
работы компрессора, т. е. необходимо, чтобы е"сж < ли, откуда
гР<я1/л«к, E.138)
где псж — средний условный показатель политропы сжатия. Экспе-
Экспериментально получены значения псж^ 1,1-М,2 для РК с циркуля-
циркуляционным смазыванием компрессора; при капельной подаче масла
в рабочее пространство (к пластинам) в небольшом количестве,
Геометрическая степень сжатия связана с углом сжатия (см.
рис. 5.72) зависимостью
erS==_—J f E.139)
откуда
Фсж = arccos B/ег — 1). E.140)
210

2 U 6 7С„
Рис. 5.74. Зависимость
эффективного КПД -це
пластинчатого компрес-
компрессора от степени повыше-
повышения давления п1А
Работа пластинчатого РК, затраченная на единицу массы рабо-
рабочего вещества, определяется по тем же зависимостям, что и для вин-
топых компрессоров. В пластинчатых РК значительную часть энер-
энергии привода расходуют на преодоление механического трения. Основ-
Основными факторами, определяющими потери энергии на механическое
трение, являются: частота вращения ротора; радиус цилиндра /?ц;
число пластин г и их масса, коэффициент трения пластин по цилиндру
и в пазах.
В зависимости от режима работы РК мощность трения при по-
постоянной частоте вращения меняется незначительно, поэтому часто
в расчетах принимается постоянной. Но эта мощность относительно
велика, она состапляет, по данным исследований [32], 20—30 % от
подводимой мощности. Разработана методика
теоретического определения мощности тре-
трения, однако сложность ее практического при-
применения состоит в трудности выбора коэф-
коэффициента трения в условиях работы машины
[391.
Основная часть механических потерь
(около 80—90 %) приходится на трение плас-
пластин по цилиндру в корпусе и в лазах рото-
ротора, остальные потери приходятся на трение
в подшипниках и в уплотнении вала. При
уменьшении числа пластин механические по-
потери снижаются, но возрастают протечки-утечки и перетечки в рабочем
пространстве компрессора, растут гидравлические потери на нагне-
нагнетании. Это приводит к упеличению внутренней индикаторной мощ-
мощности РК. Оптимальное число пластин, обеспечивающее минимум
суммарных внутренних и механических потерь, состапляет, как по-
показывает опыт, 8—10 для РК без разгрузочных колец и 16—18 с раз-
разгрузочными кольцами. Решающим фактором при выборе z является
' перепад давлений Ар — рн — /?в и, следовательно, прочность пла-
лтин.
Влияние внутренних и механических потерь на энергетическую
эффективность РК учитывает эффективный КПД у\ьу приведенный
на рис. 5.74 в зависимости от отношения давлений лн. Верхняя кри-
кривая относится при прочих равных условиях к крупным машинам и
к машинам с малым перепадом давлений.
Эффектипная мощность (кВт), потребляемая холодильным РК,
может быть определена по формуле
Ne = GJ»rj4ey E.14!)
где Ga — массовый расход рабочего вещества (холодильного агента),
кг/с; /ад — адиабатная работа, затраченная на сжатие и выталки-
выталкивание 1 кг массы агента, кДж/кг. Адиабатная работа РК может быть
определена по формуле
Г"Ч(А,-Ра), E.142)
211

где vB — удельный объем пара в камере всасывания; k — показа-
показатель адиабаты.
Массопый расход рабочего вещества определяется по заданной
холодопроизподительности Qo и удельной массовой холодопроизво-
дительности холодильного агента q0 Оп = Qo'Vo-
Выбор основных конструктивных соотношений пластинчатых
РК. Для определения размеров РК необходимо прежде всего опреде-
определить теоретическую объемную произподительность компрессора.
Как и для всех типов холодильных компрессоров, она определяется
следующим образом. Действительная объемная производительность
Уд = Ga/qv,
где qv — удельная объемная холодопроизводительность холодиль-
холодильного агента, определяемая при расчете холодильного цикла. Далее
по формуле E.136) находим 1/т, предварительно выбрав по опытным
данным (см. рис. 5.73) значение коэффициента подачи. Конструктип-
ные размеры и их соотношения при прочих равных условиях оказы-
оказывают решающее влияние на энергетическую эффективность и массо-
габаритные показатели РК. Практикой выработаны следующие ре-
рекомендации:
значение относительного эксцентриситета ё =± elRy — 0,1 4-0,15,
где меньшие значения — для больших Ар в ячейках. Такое значение
ё обеспечивает, с одной стороны, отсутстпие перекоса и заклинивание
в пазу ротора при максимальном вылете, для чего также необходимо,
чтобы hie = 3,5-1-4 [h — ширина (высота) пластины], а с другой, —
возможность размещения пластины в роторе при ее минимальном
вылете, для чего рекомендуется принимать hi г -- 0,54-0,65 (г — ра-
радиус ротора, рис. 5.72);
значение относительной длины / = ///?ц. Оно влияет на соотно-
соотношение величины радиальных и торцепых зазоров. Рекомендуется
выбирать / = 3,4 ч-8, где меньшие значения — для конструкций
с эффектипными торцевыми уплотнениями. При этом будет выдержан
минимальный защемленный объем, но увеличится Rnt что, как ука-
указывалось, существенно влияет на мощность трения и увеличивает
окружную скорость на периферии пластины (скорость скольжения
по цилиндру).
Кроме того, условия унификации деталей типоразмерного ряда
РК требуют соблюдения в пределах одной базы одинакового радиуса
цилиндра Яц и эксцентриситета е, отличающихся только длиной /
(ротора, пластин и цилиндра).
При проектировании пластинчатого РК необходимо выдержать
важный параметр — среднюю окружную скорость скольжения пла-
пластины по цилиндру («Ср)> которая влияет на потерю энергии на тре-
трение и износ пластин в прямой зависимости и на габаритные размеры
цилиндра — в обратной
«ср = 0,5 (иты + иш1д) - 0,5 {2пп [(#ц + е) + Дц]} = я#цл B + ё).
■E.143)
212

При пыборе допустимой скорости [н1ор исходят из допустимого
лзноса пластин. Неметаллические пластины из асботекстолита и осо-
особенно стеклотекстолита (марок СТ-1, СТЭФ-1 и др.) при наличии
смазывания допускают среднюю окружную скорость [ftlcp^ 10~
4-16 м/с. Графитовые пластины при работе без смазывания допускают
среднюю скорость до 13 м/с. Толщина неметаллических пластин
3^-!2 мм. Металлические пластины применяют в компрессорах малой
производительности, так как они требуют применения вращающихся
разгрузочных колец, на которые опираются пластины, а это услож-
усложняет конструкцию РК. Бгз разгрузочных колец при металлических
пластинах 1н1(Ч>< 8 м/с. Толщина металлических (стальных) пла-
пластин 1,5—3 мм.
Учитывая изложенное, формулу E.137) можно переписать так
(для однокамерных РК): VA = XVT = kCelnR^. Заменив п =
= Ыср/[B + ё) л/?ц], получим
{2e)jlRl E.144)
откуда
С>М[и\ср ' Кп
где Уд в м3/с. Радиус цилиндра #ц принимается ближайший из дей-
действующего ряда с последующей корректировкой окружной скорости
или других величии. При числе пластин г ^ 12
Яц = [УУDШ/1I1/3. E.146)
Необходимо также определить положение кромок всасывающего
и- нагнетательного окон (см. рис. 5.72). Рекомендуются следующие
значения для однокамерных РК: ctj = @,6-г0,8) Р; а.2 = 0,5 Р -f-p;
а3 ~ @,5-~2) р, где р — угол между серединами двух смежных пла-
CTHJI,
, На рис. 5.75 показан разрез поджимающего компрессора холодо-
производительностью около 200 кВт при t0 = —30 °С и /Пр — —5 °С.
Ротор расположен эксцентрично в верхней части цилиндра, относи-
относительный эксцентриситет ё --= e,Rn == 0,135. Радиальными опорами
служат роликовые подшипники. От смещения ротора в осевом на-
направлении он фиксируется упорным шариковым подшипником. От
вала ротора осуществляется привод к масляному насосу. Со стороны
сальника к торцу ротора крепятся уплотняющий диск, предназна-
предназначенный для уменьшения протекания пара через торцевые зазоры.
С этой же целью в полость сжатия подается через торцевые зазоры
масло, которое также снижает температуру рабочего вещества. Охла-
Охлаждение цилиндра компрессора осуществляется с помощью водяной
рубашки.
Регулирование производительности компрессора производится
способом «пуск—остановка». При регулировании производительно-
производительности пластинчатых РК применяется также способ изменением поло-
положения кромки всасывающего окна в конце процесса всасывания, что
213

о
if
if
1
Г
a
К
I
214

уменьшает начальный объем ячейки, а также применяемый в других
типах компрессоров способ перепуска пара с нагнетания на всасы-
всасывание.
Компрессоры с катящимся ротором. Устройство, принцип дей-
ствиЯу области применения. Ротационный компрессор с катящимся
ротором (РККР) состоит из неподвижного корпуса (цилиндра) /
(рис. 5.76), эксцентрикового вала 2, насаженного на него ротора 3
и разделительной пластины или лопасти 5.
При вращении эксцентрикового вала 2 вокруг оси О ротор 3
катится по внутренней поверхности цилиндра 7. Между цилиндром
Рис. 5.76. Схематические разрезы компрессора с катящимся ротором
и ротором образуется серповидная полость, изменяющаяся в зависи-
зависимости, от угла поворота ротора. Серповидная полость делится на две
изолированные части (см. рис. 5.77) пластиной 5, плотно прижимае-
прижимаемой к ротору пружинами 6 и давлением пара. Одна из частей через
окно 7 сообщается со всасывающей камерой, другая через нагнета-
нагнетательный клапан 4 — с нагнетательной. В связи с необходимостью
обеспечить работу холодильных РККР на режимах с большим пере-
перепадом давления Др =^= рн — рп современные малые компрессоры,
кроме нагнетательного, часто имеют и всасывающий клапан. Про-
Процессы всасывания и сжатия, а затем и нагнетания в РККР происходят
одновременно в двух частях серповидной полости, разделенной рото-
ротором и пластиной. За один оборот эксцентрикового вала происходит
всасывание, сжатие и нагнетание пара.
Одним из первых крупных компрессоров с катящимся ротором
в начале 30-х годов XX в. был именно холодильный компрессор, ра-
работавший на аммиаке в качестве бустер-компрессора и в установках
кондиционирования воздуха. В Советском Союзе компрессоры с ка-
катящимся ротором в герметичном исполнении выпускаются рядом за-
215

водов для бытовых холодильников и холодильных шкафов холодо-
производительностью примерно до 700 Вт и бытовых кондиционеров
около 2100 Вт.
Достоинствами РККР, по сравнению с пластинчатыми РК, яв-
являются: меньшая работа механического трения и меньший износ
лопасти; меньшая относительная величина протечек .пара; возмож-
возможность осуществить в одной ступени более высокую степень повыше-
повышения давления.
По сравнению с поршневыми компрессорами РККР имеют луч-
лучшие массогабаритные показатели, меньший износ деталей, лучшую
уравновешенность и более низкий уровень звука. Однако РККР при
одинаковых габаритных разме-
размерах с многопластинчатыми РК
имеют примерно в два раза
меньшую производительность.
Производительность, по-
потребляемая мощность и КПД.
Максимальная площадь серпо-
серповидной полости РККР насту-
наступает в тот момент, когда ло-
лопасть 5 (рис 5.76) полностью
задвинута в паз корпуса ком-
компрессора, а ось эксцентрика —
точка О{ и ось его вращения —
точка О находятся на одной
линии с осью лопасти. В этом
положении площадь серповид-
серповидной полости максимальна и со-
составляет
/,„ах = я(Я£-/?5), E.147)
а ее объем
т "•" /max * — п
Рис. 5.77. К выводу формулы для опре-
определения производительности компрессора
с катящимся ротором
E.148)
где / — длина цилиндрической части ротора; Rn — радиус цилин-
цилиндра; Rp — радиус ротора.
Объем этой полости заполнен паром давления всасывания /?н.
При повороте эксцентрикового вала по часовой стрелке (рис. 5.77)
на угол ф образуется полость с текущим сечением /в, куда поступает
свежий пар через окно всасывания, и полость, в которой при закры-
закрытом клапане нагнетания происходит сжатие пара. Площадь сечения
последней полости
/еж — /max /в /л»
E.149)
где /л — переменная площадь выступающей лопасти.
При расчете сечения нагнетательного клапана и степени повыше-
повышения давления пара в компрессоре необходимо уметь определить те-
текущий объем полости сжатия. С этой целью рассмотрим зависимость
216

площади /гж от угла поворота эксцентрикового вала ф, от которого
зависят также площади Д, и /л.
На рис. 5.77 показано произвольное положение ротора. Отсчет
угла поворота ср начинается от продольной оси лопасти. В этом поло-
положении [47 ]
/еж = /max — пл. АВСЕМА — пл. ABLN. EЛ50)
Пл. АВСЕМ = пл. ОВСЕО — пл. ОАЕМО = пл. ОВСЕО —
— ил. ОИМ£О! — пл. Д
Пл. ОВС£
Аналогично пл. O^iMfC?! = 0,5р#р2, где р = <р — Др. Из
д OAOi имеем: Ар = arscin \(eiRv) sin ф]. Итак, угол р = ф —
— arcsin [(<?//?p) sin ф].
Площадь А ОЛО1 = 0,5?/? р sin p. Площадь половины высту-
выступающей лопасти ABLN = 0,5/;е A — cos ф). Подставляя получен-
полученные результаты в E.150), найдем
/сж = n(Ri- Rl) ~ 0,5 [<р/?2 - Р^°р - ^р sinp ~ be A - cosФ)].
E.151)
Так как Яц = i?p + е = #р A + фр), где \|)р = е//?р — отно-
относительный эксцентриситет, а толщина лопасти Ъ = /гве, где kB =
= fc/e, то
/еж = RI1 *1>р B + tp) - 0,5 [A + уФ - % sin р - *в^ X
X(l-cos<p)]|. ^ E.152)
хМножитель справа, заключенный в фигурные скобки, является
безразмерной величиной /Сф, зависящей в основном от относитель-
относительного эксцентриситета и угла поворота эксцентрикового вала ком-
компрессора. Тогда
hm = KJ$. E.153)
Для ряда значений относительного эксцентриситета величину
/Сф можно протабулировать в зависимости от ф. Объем полости сжа-
сжатия
^сж = /сж/ = /Сф«2р. - E.154)
Степень повышения давления пара в РККР пн = рн/рй. Пред-
Предполагая процесс сжатия происходящим по условной политропе,
можно написать
лн = (№тах/№сж)«сж, E; 155)
где псж — условный показатель политропы сжатия.
Действительная объемная производительность (м3/с) РККР по
условиям всасывания ]\южет быть представлена как произведение
коэффициента подачи компрессора X, теоретического объема полости
WT, согласно E.148), и частоты вращения ротора п:
) IRln. E.156)
217

Действительная объемная производительность компрессора, не-
необходимая для рассчитываемой холодильной машины, определяется,
как и для всех типов компрессорных машин, по заданной холодо-
производительности холодильной машины и удельной объемной холо-
допроизводительности выбранного холодильного агента. Зная Кд,
из формулы E.156) можно определить размеры ротора
для чего необходимо предварительно задаться рядом величин (см..
ниже).
Длину ротора принято выражать в долях от его диаметра / = &PDP,
откуда &р = //Dp = l/2Rv. Заменив I == 2&р#р в EЛ57), получим
Vi
.
^-—-
.
350
6
Рнс. 5.78. Обобщенные значения
электрического КПД % герме-
герметичного РККР в зависимости от
степени повышения давления дн
o^5000Вт
Выбор конструктивных размеров
РККР. Основными конструктивными
размерами РККР являются: радиус ро-
ротора Яр, длина ротора (цилиндра) / и
эксцентриситет е. Практика выработала
оптимальные соотношения между этими
величинами для холодильных компрес-
компрессоров. Так, &р = //BЯР) = 0,25-И,О
(иногда до 1,2), % - e/Rp= 0,11 4-0,16.
Для компрессоров ^торгового холо-
холодильного оборудования рекомендуется
фР = 0,14 -г-0,16. Толщина лопасти b ^ 2е, но встречается
н b = @,6-4-1,2) е. Ширина лопасти Н = E 4-10) е.
Коэффициент подачи РККР определяется по тем же зависимо-
зависимостям что и для поршневых компрессоров, при этом руководствуются
проверенными практикой рекомендациями [45] для герметичных
компрессоров: величину относительного мертвого пространства при-
принимают равной 0,02—0,03; показатель политропы обратного расши-
расширения лр = 1,09-7-1,12; коэффициент дросселирования Хдр = 1,0;
коэффициент плотности, характеризующий потерю производитель-
производительности вследствие протечек пара, Л,11Л = 0,82 -1-0,92 при частоте вра-
вращения 50 с и Х1и1 = 0,75-1-0,88 при 25 с.
Коэффициент подогрева пара Xw является функцией степени по-
повышения давления, от которой зависит температура сжимаемого
пара (при прочих равных условиях) и нагрев деталей компрессора.
Для Xw имеются эмпирические зависимости. Для РККР при лн =
==2^8 можно рекомендовать Xw ^ 0,954-0,82 соответственно.
В связи с тем что КПД электродвигателей, применяемых для при-
привода малых холодильных герметичных компрессоров, в значительной
мере зависит от номинальной мощности, для таких компрессоров при-
принято приводить не эффективный КПД, а электрический т]э — пЛш.дв
На рис. 5.78 приведены обобщенные значения электрического
КПД герметичных РККР в зависимости от степени' повышения дав-
218

219

ления при различных значениях номинальной холодопроизводитель-
ности. Значительное снижение tj., герметичных компрессоров малой
мощности объясняется прежде всего большими электрическими по-
потерями в двигателе.
Ма рис. 5.79 показана конструкция одного из отечественных гер-
герметичных компрессоров с катящимся ротором, выпускаемых рядом
заводов. ^
Компрессор с электродвигателем помещен в стальной кожух,
состоящий из верхнего ) и нижнего 14 полукожухов. Статор двига-
двигателя запрессован в опору статора 13, к которой снизу прикреплен
компрессор. Пружина 8 опирается в дно нижнего полукожуха 14,
прижимает компрессор к опоре статора (и верхнему полукожуху)
с силой, в 3—4 раза превышающей массу компрессора. Ма верхнем
полукожухе имеется всасывающий вентиль 3 и нагнетательный па-
патрубок 4.
Компрессор состоит из верхней крышки 12, цилиндра 5, ротора 6,
лопасти 9, пружины лопасти 10, эксцентрикового вала 2 и нижней
крышки 11.
Система смазывания РККР принудительная. Масло из нижнего
полукожуха через сетчатый фильтр 7 центробежным насосом подво-
подводится через каналы к узлам трения и в небольшом количестве в ци-
цилиндр для герметизации рабочей полости. По этой причине масла
в нагнетаемом холодильном агенте герметичных РК содержится
больше, чем в поршневых компрессорах.
В картере компрессора поддерживается давление всасывания.
Всасываемый пар омывает статор электродвигателя, охлаждая об-
обмотку.
Разделительная лопасть 9 прижимается к ротору пружиной 10
и давлением пара в полости размещения пружины, для чего ее по-
полость соединена отверстием с камерой сжатия компрессора.

Глава 6
ХОЛОДИЛЬНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
ДИНАМИЧЕСКОГО ПРИНЦИПА ДЕЙСТВИЯ
В компрессорах динамического действия процессы сжатия про-
проходят непрерывно в потоке движущегося вещества. Рабочими орга-
органами таких компрессоров являются колеса с расположенными на них
рабочими лопатками. От вращающихся лопаток механическая энер-
энергия непрерывно передается движущемуся веществу. При этом в ра-
рабочем колесе обычно увеличивается кинетическая и потенциальная
энергия вещества, т. е. его скорость и давление возрастают. В распо-
расположенных за колесом неподвижных лопаточных аппаратах уже без
Подвода энергии извне происходит преобразование кинетической
энергии в потенциальную. Процессы сжатия в компрессорах динами-
динамического действия происходят при больших скоростях и главным об-
образом за счет использования сил инерции. К этому классу относятся
центробежные, осевые и вихревые компрессоры.
Компрессоры динамического действия имеют следующие преиму-
преимущества перед объемными поршневыми.
1. Значительно меньшие габаритные размеры и массу по сравне-
сравнению с объемными компрессорами той же производительности. Это
обусловлено непрерывностью потока вещества и высокими скоро-
скоростями движения.
2. Надежность в работе вследствие малого износа при сжатии
незагрязненных веществ. Единственными узлами, где имеется меха;
ническое трение, являются подшипники.
3. Практически полная уравновешенность вращающегося ротора,
что позволяет устанавливать компрессоры на легких фундаментах.
4. Равномерность подачи сжатого вещества.
5. Отсутствие загрязнения пещества смазочным маслом. В холо-
холодильных машинах это позволяет повысить эффективность теплооб-
теплообмена в аппаратах и уменьшить их массу и размеры или снизить необ-
необратимые потери при теплообмене.
6. Возможность получения значительно большей производитель-
производительности.
7. Возможность непосредственного соединения с высокооборотным
приводным двигателем — паровой или газовой турбиной, высокоча-
высокочастотным электродвигателем. Это позволяет повысить КПД агрегата за
счет уменьшения механических потерь и сделатьего более компактным.
Основными недостатками компрессоров динамического действия
являются следующие.
221

1. Трудность выполнения их для получения малой производи-
производительности, так как это сопряжено с необходимостью иметь очень
высокую частоту вращения ротора. К тому же при малых абсолют-
абсолютных размерах рабочих колес относительные зазоры между лопаточ-
лопаточными аппаратами и корпусом, а также в лабиринтных уплотнениях
становятся значительными — а это приводит к снижению КПД.
Кроме того, когда числа Рейпольдса в потоках сжимаемого вещества
становятся меньше определенного значения, это сопровождается до-
дополнительными потерями из-за усиления влияния вязкости и также
вызывает снижение КПД компрессора.
2. Сравнительно узкий диапазон устойчивой работы при измене-
изменении производительности. Если не применять специальных методов
регулирования, то уменьшение расхода вещества до 60—80 % от
расчетного объема сопровождается потерей устойчивости течения,
проявляющейся в возникновении пульсаций давления и периодиче-
периодическом движении потока вещества в обратном направлении — от на-
нагнетания к всасыванию. Это явление называют помпажом компрес-
компрессора. Работа в режиме помпажа вызывает большие динамические на-
нагрузки па ротор и может привести к выходу компрессора из
строя.
3. Трудность получения высоких отношений давления—свыше
30—40. Для холодильной техники этот недостаток компрессоров
динамического действия несущественен, так как в циклах холодиль-
холодильных машин такие высокие отношения давлений обычно не требуются.
4. Существенная зависимость характеристик компрессоров дина-
динамического действия от термодинамических свойств рабочего веще-
вещества, что не позволяет, как правило, эксплуатировать компрессоры
этого типа па других рабочих веществах без изменения конструкции
или режима работы.
В пашей стране налажено серийное производство хладоповых,
аммиачных и пропаповых центробежных компрессоров для паровых,
а осевых компрессоров — для газовых холодильных машин. Их кон-
конструкции разрабатываются во ВНИИхолодмаше.
В основе теории машин динамического действия лежат одни и
те же уравнения термогазодинамики, поэтому рассмотрим их в пер-
первую очередь с тем, чтобы в дальнейшем применить к каждому кон-
.кретпому типу компрессора.
§ 6.1. Основные уравнения
Уравнения одномерного движения рабочего вещества. В основе
инженерных расчетов компрессоров динамического действия лежит
струйная теория, в которой поток вещества, проходящего через
компрессор, условно считается состоящим из бесконечно большого
числа элементарных струек или трубок тока. Так как элементарная
струйка имеет бесконечно малое поперечное сечение, то все пара-
параметры потока в нем считаются одинаковыми, а сам поток называется
одномерным.
222

Булем рассматривать только установившиеся течения, которые
могут быть стационарными или нестационарными. В установив-
установившемся нестационарном одномерном потоке все термогазодииампче-
ские параметры, такие, как давление, температура, плотность, ско-
скорость, энтальпия зависят только от одной в общем случае криволи-
криволинейной координаты и времени, причем во времени они изменяются
циклически с одним и тем же периодом. При установившемся стацио-
стационарном движении параметры потока зависят только от одной коорди-
координаты и не зависят от времени.
Рассмотрим поток в межлопаточном канале рабочего колеса
центробежного или осевого компрессора. Допустим, что он состоит
из совершенно одинаковых струек. Это значит, что все его параметры
изменяются только по длине струек, а по ширине капала они одина-
одинаковы. Следовательно, силы давления по обе стороны лопатки также
одинаковы, а их равнодействующая равна нулю. Это приводит пас
к парадоксальному выводу о равенстве пулю мощности, затрачивае-
затрачиваемой на вращение колеса. В действительности параметры потока
по ширине канала распределены неравномерно, давление па перед-
передней, набегающей стороне лопатки всегда выше, чем па задней, и к ра-
рабочему колесу подводится вполне определенная мощность. Значит,
С помощью струйной одномерной теории нельзя получить представ-
представление о внутренней структуре потока в каналах элементов проточной
части. Дли этого обычно используют более сложные уравнения двух-
или трехмерного потока.
Область применения одномерной теории ограничена определе-
определением параметров осредпеппого потока, которые обычно находят
в точках, расположенных па криволинейной оси капала. Такой под-
подход называют гидравлическим или квазиодномерным приближением.
Он широко применяется в расчетной практике, а также при проведе-
проведении промышленных испытаний и большинства экспериментальных
исследований.
Рассмотрим одномерное стационарное движение рабочего веще-
вещества с трением и подводом энергии извне в неподвижной системе
координат. В криволинейном канале переменного сечения (рис. 6.1, а)
выделим бесконечно малый элемент Л Б, через который за время t
протекает масса М рабочего вещества. В сечении Л площадь, давле-
давление и скорость потока равны соответственно F, р, с. В расположен-
расположенном па расстоянии ds сечении Б эти параметры Отличаются па бес-
бесконечно малые приращения и равны соответственно F г dF, p •'- dp,
с + dc. Давление па боковой поверхности элемента ввиду малости
ds определяется как среднее арифметическое давление в сечениях Л
и Б; оно равно р + dp/2. На рабочее вещество, протекающее через
элемент А Б кроме сил давления действуют сила сопротивления
dPn всегда направленная против движения потока, и внешняя сила
dP, вызванная подводом энергии к рабочему веществу извне. Направ-
Направление внешней силы dP в компрессорных машинах совпадает с на-
направлением движения потока. Силой тяжести допустимо пренебречь
ввиду ее малости по сравнению с остальными силами. Так как в одно-
одномерном стационарном потоке все параметры зависят только от одной
223

координаты s, будем рассматривать все силы в проекции на ось s,
касательную к средней линии канала и направленную в сторону дви-
движения потока.
Применим к элементу А Б теорему об изменении количества дви-
движения, согласно которой импульс главного вектора всех сил, дейст-
действующих на поток, заключенный в элементе, равен изменению коли-
количества движения массы вещества, протекающего через элемент
£ dPit = М dc.
пор
Рис. 6.1. К выводу уравнения одномерного движения: а— в абсолют-
абсолютном движении; б — в относительном
Разделив о)бе части равенства на / и заметив, что секундный
массовый расход вещества через канал равен G = Mlt, найдем
Суммируем все силы, действующие на поток в пределах элемента,
pF + (р + dp/2) dF,+ dP — (р Н- dp) (F + dF) —dPr = G dc.
Проведя сокращения и перестановку членов, получим
dP = F dp + Gdc + dPr
Массовый расход равен G = рс/7, где р — плотность вещества
внутри элемента. Подставив это выражение и разделив обе части ра-
равенства на р/% находим
224

Примем, что внешняя сила, действующая на поток, вследствие
подвода энергии извне вызвана массовой силой а
dP =- а dM = opF ds,
поэтому выражение в левой части представляет собой удельную ра-
работу, подведенную извне к веществу, заключенному в элементе А Б
dl = dp-(pF) = ads.
Сила сопротивления dPr вызвана поверхностной силой тг dPr =
= x,L ds, где L —периметр сечения элемента. При движении газа
в трубах и узких каналах т,. записывают в форме, известной из ги-
гидравлики, т. е. полагают, что она пропорциональна кинетической
энергии потока в данном сечении.
Тогда потерянная удельная работа, затраченная на преодоление силы
сопротивления, запишется так:
где Ds = AF/L —гидравлический диаметр сечения F, равный-учет-
равный-учетверенному отношению площади сечения к его периметру. Заметив,
что р = l/v, получаем уравнение, известное как уравнение Бернулли
dl = vdp + cdc + dlr. F.1)
Движение потока вещества без подвода энергии извне описы-
описывается уравнением
vdp + cdc + dlr = 0. F.2)
Если отсутствуют и потери, то уравнение Бернулли принимает
вид
vdp = —cdc. F.3)
Из этого уравнения следует, что с уменьшением скорости потока дав-
давление увеличивается, и наоборот.
В главном элементе проточной части компрессора динамического
действия —рабочем колесе—каналы, по которым движется рабо-
рабочее вещество, вращаются с постоянной угловой скоростью относи-
относительно оси ротора. Одномерное стационарное относительное движе-
движение потока в подвижной системе координат, вращающейся вместе
с колесом, описывается уравнением, которое можно получить, если
к массе рабочего вещества, сосредоточенной в элементе Л Б, допол-
дополнительно приложить центробежную dPn и кориолисову dPKOp силы
инерции (рис. 6.1, б). Центробежная сила инерции направлена по
радиусу. Нам необходимо знать ее проекцию на направление s. Ko-
риолисова сила всегда направлена перпендикулярно к вектору отно-
относительной скорости w и значит ее проекция на направление s равна
нулю. Угол между вектором относительной скорости w и направле-
направлением, противоположным вектору окружной скорости, называется
8 П/р И. А. Сакуна 225

углом потоке в относительном движении и обозначается р. Из тре-
треугольника АБВ видно, что
sin р = dr/ds. F.4)
Применив теорему об изменении количества движения к рабочему
веществу, заключенному в элементе А Б, получим:
pF+(p + dp/2) dF + dP1{ sin p - (p + dp)(F + dF)-dPr =
= Gdw\ dPn sin p = F dp + G dw + dPr F.5)
Центробежная сила, приложенная к элементу, равна
dPn = dMra2 = pF dsrtd\
Заменим в уравнении F.5) секундный массовый расход произведе-
произведением pcF и учтем соотношение F.4). Разделив обе части полученного
таким образом уравнения на pF, найдем уравнение
vdp +-wdw + dlf = coV dr, F.6)
которое называется уравнением Бернулли в относительном дви-
движении.
Поток рабочего вещества через рабочее колесо компрессора дина-
йического действия в относительном движении является стационар-
стационарным, а в абсолютном движении — нестационарным, так как в дейст-
действительности скорость и давление изменяются по ширине капала.
Поэтому уравнение F.1), полученное для стационарного потока,
строго говоря, нельзя применить к реальному потоку в абсолютном
движении. Однако в рамках струйной теории установившееся тече-
течение газа через колесо с бесконечно большим числом бесконечно тон-
тонких лопаток будет стационарным как в относительном, так и в абсо-
абсолютном движениях.
Тогда, интегрируя уравнение F.1) от сечения 1 при входе до сече-
сечения 2 при выходе из рабочего колеса, получим
2
,b {& - С?) + 1г 1-2, F.7)
где / — удельная работа, подводимая к рабочему веществу от лопа-
2
ток колеса; J v dp — удельная эффективная работа, затраченная на
повышение давления в колесе; 0,5 (& — с\) — разность кинетических
энергий при выходе и входе в колесо; /г1.2 — потерянная удельная
работа, затраченная на преодоление сил сопротивления в колесе.
Уравнение F.6) после интегрирования дает
2
О,5<о2 D - '?) = J v dp + 0,5 {w\ - w\) + lr i-2. F.8)
226

Так как окружная скорость на любом радиусе равна и = саг,
то можно записать
2
J v dp = 0,5 (и| - а?) + 0,5 (of - о£) - /, i_2. F.9)
Из этого уравнения видно, что удельная эффективная работа, затра-
затрачиваемая на повышение давления в колесе, складывается из работы
в поле центробежных сил и изменения кинетической энергии потока
в относительном движении за вычетом потерянной удельной работы.
Определим из уравнения F.9) сумму j v dp + trl_2 и подставим
i
результат в уравнение F.7). В итоге получим выражение
/ = 0,5 04 - и?) + 0,5 {w\ - wl) + 0,5 D - с\)> F.10)
из которого следует, что работа, подведенная к колесу компрессора,
равна сумме работы в поле центробежных сил и изменения кинети-
кинетических энергий потока в относительном и абсолютном движениях.
В дальнейшем термин «удельная» будем опускать, но следует
помнить, что все величины, имеющие размерность работы и обозна-
обозначаемые строчными (малыми) буквами, относятся к 1 кг вещестга и
значит являются удельными.
Уравнение энергии. Уравнение первого закона термодинамики
dq = di — vdp F.11)
справедливо как для идеальных, так и для реальных процессов,
в которых движение вещества сопровождается потерями работы па
трение, вихреобразовапие, отрыв и перемешивание потока. Эти по-
потери переходят в теплоту, которая остается в потоке и идет па нагрев
самого движущегося вещества. Поэтому количество теплоты, под-,
водимой к газу в реальном процессе, надо понимать как сумму теп-
теплоты, подводимой от внешнего источника и теплового эквивалента
потерянной работы
dq = dquaj> + dln F.12)
где d(/Iiap — количество теплоты, подводимой (dqmv \>0) или от-
отводимой (d?,,ap< 0) от вещества через стенки капала или корпуса
машины к внешнему источнику, например окружающей среде;
dlr =- dqr — тепловой эквивалент потерянной работы, затраченной
па преодоление потерь. '
Определив из уравнения F.11) с учетом соотношения F.12) эф-
эффективную работу v dp и подставив ее затем в уравнение F.1)., по-
получим
d/ = di + cdc — dqllH?. F.13)
Э.о уравнение энергии представлено в тепловой форме, в которое
потерянная работа в явном виде не входит, однако, если приравнять
правые'части уравнений F.1) и F.13), то можно установить связь
8* 227

между энтальпией, эффективной и потерянной работами, а также
теплотой, подводимой извне,
di = vdp + dlr + dw F.14)
В практике расчетов неохлаждаемых компрессоров динамиче-
динамического действия величиной dqHU{) обычно пренебрегают, так как она
не превышает 1—3 % от dl. Тогда уравнения F.13) и FЛ4) упро-
упрощаются!
dl = di + cdc\ .di = vdp + dlr F.15); F.16)
Интегрирование этих уравнений от входного до выходного сечений
рабочего колеса дает!
2
/ = (/2 - ix) + 0,5 {& - с?); к -h = lvdp + lr i-2. F.17); F.18)
1
Первое из этих соотношений показывает, что работа, подведенная
к колесу, затрачивается на увеличение энтальпии и кинетической
энергии вещества. Из второго следует, что увеличение энтальпии
вещества в колесе складывается из эффективной работы, затраченной
на повышение давления, и потерянной работы. Приравняв правые
части уравнений F.10) и F.17), находим соотношение
Ь - ix = 0,5 (ui - и\) + 0,5 (и$ - w22), F.19)
из которого следует, что увеличение энтальпии в колесе происходит
за счет работы в поле центробежных сил и изменения кинетической
энергии в относительном движении. Перестановка членов в уравне-
уравнении F.19) дает
/, + 0,5 (w\ - и\) = fe + 0,5 Ц- м|)-
В общем случае можно записать
/ + 0,5 К — и2) » const. F.20)
Эта сумма является одинаковой для любого сечения рабочего колеса
и называется постоянной Берпулли в относительном движении. .
Если рассматривается неподвижный элемент проточной части, в ко- •
тором энергия к потоку не подводится, то уравнение F.15) упро-
упрощается:
dl + cdc^O. F.21):
Интегрируя его от входного до выходного сечения, например лопа-
лопаточного диффузора центробежного компрессора (рис. 6.5), находим
и-/з + 0,5(с?-с2з) = 0, F.22)
где индексами 3 и 4 обозначены сечения соответственно при входе
и выходе из лопаточного диффузора.
226

Энтальпия торможения движущегося потока равна сумме стати-
статической энтальпии и кинетической энергии в рассматриваемом сече-
сечении
/* = / + 0,5с2. F.23)
Статическая энтальпия определяется термодинамическими параме-
параметрами, которые были бы измерены воображаемыми приборами, по-
помещенными в поток и движущимися вместе с ним с той же скоростью.
Используя зависимость F.23), уравнения F.17) и F.22) можно пред-
представить в таком виде:
/ = г2 _ ;*; ;♦ = /; = /* = const. F.24); F.25)
Из этих выражений следует, во-первых, что работа, подведенная
к рабочему колесу, численно равна разности энтальпий торможения
в его выходном и входном сечениях и, во-вторых, что если к по-
потоку энергия и теплота извне не подводятся, то энтальпия торможе-
торможения в нем есть величина постоянная.
Уравнение состояния. При расчете компрессоров воздушных
холодильных машин, имеющих температуру на всасывании, близкую
к температуре окружающей среды, и отношение давлений, не пре-
превышающее я ^= 5ч-6, допустимо использовать уравнение состояния
идеального газа
р = ДТр. F.26)
Компрессоры "паровых холодильных машин, процессы сжатия
в которых проходят в непосредственной близости от правой погра-
пограничной кривой, нельзя рассчитывать с помощью уравнения F.26),
так как термические параметры слабо перегретых паров значительно
отличаются от свойств идеального газа. Для этой цели применяют
специальные уравнения состояния. В холодильной технике при-
применяются уравнения Боголюбова—Майера, Клецкого, Битти—Брид-
жмеиа и ряд других.
Уравнения состояния реальных рабочих веществ настолько
сложны, что применение их при расчетах вручную практически не-
невозможно, поэтому эти уравнения либо используются в расчетах
с помощью ЭЦВМ, либо на их основе составляются термодинамиче-
термодинамические таблицы и диаграммы. При расчетах процессов в компрессорах
динамического действия часто приходится определять термодинами-
термодинамические параметры при небольших перепадах давлений или темпера-
температур. Использование для этой цели диаграмм состояния, даже вы*
полненных в большом масштабе, приводит к большим погреш-
погрешностям, а интерполяция табличных данных весьма трудоемка.
Поэтому применяют упрощенный метод расчета, основывающийся
"на обобщенном уравнении состояния реального газа в виде
р = RzTp, F.27)
где z — коэффициент сжимаемости реального газа, являющийся
функцией любых двух независимых параметров состояния.
229

Произведение коэффициента сжимаемости и термодинамической
температуры рассматривается как одна величина и называется
условной температурой
Т7 = гТ. F.28)
После этого уравнение F.27) принимает формально тот же вид, что
и уравнение F.26) для идеального газа
р = RTyp. F.29)
Использование в качестве термического параметра условной,
а не термодинамической температуры практически означает аппрок-
аппроксимацию реального газа некоторым гипотетическим идеальным га-
газом с индивидуальной шкалой условных температур. В термодина-
термодинамике доказывается, что термодинамическая температура Т является
интегрирующим делителем элементарного количества теплоты dq,
которое зависит от характера термодинамического процесса и не
является полным дифференциалом. В результате определяется пол-
полный дифференциал энтропии ds~dq/T, являющийся функцией
состояния. Это дает возможность записать уравнение первого за-
закона термодинамики в виде
Tds =di — vdp, . F.30)
широко используемом в расчетах.
Величина
d {siг) = dqlzT = dq/T7 F.31)
будет полным дифференциалом только при условии, что Т7 = zT
будет интегрирующим делителем теплоты dq. Это возможно в том
случае, если коэффициент сжимаемости будет зависеть только от
энтропии z = z (s); иными словами вдоль каждой линии s = const
будет выдерживаться и z = const [13, 15, 50 J. Реальный газ, обла-
обладающий этим свойством, называют «идеальным паром» или «идеали-
«идеализированным газом». Важнейшей особенностью идеального пара
является то, что его внутренняя энергия и энтальпия являются
функциями только условной температуры, т. е. и ~ и (Ту) и / =
= / (Ту). Именно благодаря этим свойствам все термодинамические
процессы в идеальном паре можно рассчитывать по зависимостям
для идеального газа, заменив термодинамическую температуру Т
условной температурой Ту.
Обычно реальный газ аппроксимируется идеальным газом, под-
подчиняющимся уравнению F.29), только в той ограниченной области
изменения параметров состояния, где проходит рассчитываемый
процесс. Особое значение имеет правильное определение условного
показателя изоэнтропы ky. Если известны начальная и конечная
точки процесса сжатия, то расчет ведется в такой последовательности.
1. С помощью диаграммы состояния или термодинамических
таблиц определяются давление, удельный объем и энтальпия в на-
начальной рп9 va, /„ и конечной /?к, vK9 iK точках.
230

2. Условные температуры в начальной и конечной точках опре-
определяются по формуле, полученной из уравнения F.29),
Т7 = pvlR. F.32)
3. Показатель изоэнтропы определяется в два этапа. Сначала
находится число изоэнтропы
а затем ее показатель
*y = <V(*.y-l)- F-34)
При расчете изоэнтропных процессов или, если в. конечной точке
известно только давление, показатель изоэнтропы можно опреде-
определить так:
kY = In (pM/\n (vk/vks), • F.35)
где vKS — удельный объем в конце изоэнтропного сжатия, опреде-
определенный по диаграмме или таблице в точке пересечения изобары /?к
и изоэнтропы sM.
После определения Ту.п, Гу,к и ky параметры всех промежу-
промежуточных точек процесса сжатия рассчитываются по зависимостям,
полученным на основе уравнения состояния идеального газа, в ко-
которых вместо термодинамической записывается условная темпера-
температура, а вместо показателя изоэнтропы — условный показатель ky.
Таким образом, диаграмма состояния или таблицы используются
только один раз, что значительно ускоряет и упрощает расчеты.
Применение метода условных температур ограничивается в основном
адиабатными процессами, проходящими без теплообмена с внеш-
внешними источниками, но в общем случае с необратимыми потерями
вследствие трения и вихреобразования. Именно такие процессы
характерны для компрессоров динамического действия.
Уравнение процесса. Понятие о КПД, Уравнения F.1) и F.15)
могут быть применены не только для рабочего колеса или любого
неподвижного элемента проточной части, но также для любой группы
последовательно расположенных элементов и всей машины в целом.
Интегрируя эти уравнения от входного до выходного сечения ком-
компрессора, найдем
/ = j vdp + 0,5 D ->„) + lra.K; F.36)
Н
/ = iK-tf + 0f5(rf--tf). F.37)
Из этих уравнений можно установить связь между разностью эн-
энтальпий, эффективной и потерянной работами
/,„_„. F.38)
231

Для оценки эффективности энергетической машины используют
понятие коэффициента полезного действия (КПД). Под ним пони-
понимают отношение полезной работы, полученной в результате дейст-
действия машины, к полной работе, затраченной на ее привод. В ком-
компрессорных машинах полезной считают эффективную работу, за-
затраченную на повышение давления в компрессоре и изменение
кинетической энергии потока в машине. Тогда КПД компрессора
можно записать в виде
к
[v dp+ 0,6 (с*к-*н)
_J F.39)
где /полезш I — полезная и полная работы компрессора;
N, NM — полная мощность, затраченная на привод компрессора,
и мощность механических потерь в подшипниках, зубчатой передаче
и т. д. Это внутренний КПД компрессора, называемый так потому,
что «внешние» механические потери из рассмотрения исключены
[29 J. Внутренний КПД является универсальной характеристикой
компрессора любого типа. Он не зависит от охлаждения в процессе
сжатия. Главную трудность в определении внутреннего КПД со-
составляет правильная оценка величины эффективной работы ком-
компрессора
= j v dp.
При поэлементном анализе компрессоров динамического дей-
действия для определения эффективной работы, затраченной на ПОВЫ-
ПОВЫШЕ
шение давления в компрессоре, необходимо вычислить (
для каждого i-vo элемента проточной части (входного устройства,
рабочего колеса, диффузора или направляющего аппарата, выходного
устройства — см. рис. 6.5) и затем найти их сумму
/Ф) «-* = J v dp = 2 М v dp ) , F.40)
где i — номер элемента; А и Б — обозначения соответственно
входного и выходного сечений i-vo элемента.
Однако характер процесса, т. е. та линия, по которой он идет
в s—T диаграмме, как правило, неизвестен, поэтому при расчетах
обычно полагают, что все процессы в компрессоре являются поли-
тропными.
Политропным процессом в реальном газе будем считать процесс
с постоянной теплоемкостью спол = const. Интегрируя уравнение
энтропии ds = dqlT = cno:idT/Ty для каждого элемента находим
Cno.ni = (Ss-SA)/lu(Ts/TA). F.41)
Количество теплоты, подведенной к газу в f-м элементе, равно
Яа-б = Спол (ТБ - ТА) = ($в - sA) (ТБ - ТА)/\п (ТБ/ТА). F.42)
232

Тогда политропная или эффективная работа может быть определена
из уравнения F.18)
/дол а-б = (*б - ijd - Яа-б = {iB - U) - (% - sA) (Гб ~ ТА)М (ТБ/ТА).
F.43)
В дальнейшем будем рассматривать процессы сжатия, которые
проходят с внутренне-необратимыми потерями (на трение, вихреоб-
разование и т. п.), но без теплообмена с внешними источниками.
В этом случае количество теплоты, подведенной к газу, эквивалентно
потерянной работе
Яа-б=1га-б< F.44)
Применив к реальному газу метод условных температур, найдем
уравнения для политропного процесса в той же форме, что и для
идеального газа
р/7 = const, F.45)
где пу — условный показатель политропы, постоянный в рассматри-
рассматриваемой области.
Определение эффективной работы компрессора на основе поэле-
поэлементного расчета по формуле F.40) является довольно трудоемким,
поэтому обычно принимают, что весь процесс сжатия в ступени или
многоступенчатой секции проходит по одной политропе. Опыт пока-
показывает, что на режимах работы, близких к оптимальному, такое
допущение не приводит к значительным погрешностям. Кроме того,
изменение кинетической энергии в компрессоре обычно не более
1— 2 % от /, так как си ^ ск и редко превышает 20—30 м/с. Из
уравнения F.37) видно, что работу компрессора приближенно можно
считать равной разности энтальпий / *& iK — /„, а полезной будет
только эффективная работа политропного сжатия. Для компрессора,
сжимающего реальный газ, внутренний (или политропный) КПД
при сделанных допущениях может быть получен на основе уравне-
уравнений F.42), F.43), записанных для всех машин, т. е. на участке н—к
в таком виде
1
=1 -
Тн
Применив, метод условных температур, это выражение можно
представить так:
п — г\ — 1п (Рк/Рп) _ _£у_ Г6 47V
°.sy ln W у. к// у. н) СГву
где ау = лу/(пу — 1) — число политропы.
На рис. 6.2, а изображен процесс сжатия в компрессоре, осуще-
осуществляемый по политропе с постоянным показателем. Разность
'к — in энтальпий эквивалентна площади агкв под отрезком изобары
Рн =-■ const, отсеченном линиями /„ = const и iK — const. Количе-
Количество теплоты, подведенное в процессе сжатия, и при отсутствии
внешнего теплообмена, равное потерянной работе qH..K =/rW_K =?
233

к
s= J T ds эквивалентно площади под процессом бнкв. Эффективная
н
к
или политропная работа /пол = J v dp соответствует площади агкнб.
н
В практике расчетов осевых и некоторых центробежных компрес-
компрессоров используется адиабатный или, точнее, изоэнтропный КПД,
определяемый как отношение работы компрессора, которую он
затратил бы при обратимом изоэитропиом сжатии без потерь, к пол-
полной работе компрессора
а, = iji = (/ю - ;н)/(;к - ^ F.48)
д е ж
Рис 6.2«.Процессы сжатия в->- ^-диаграмме: а — в одноступенчатом
компрессоре; 6 — в многоступенчатом
Из рис. 6.2, а видно, что разность iM — /„ соответствует пло-
площади агк$ б, которая меньше площади агкнб, численно равной поли-
тропиой работе /пол, на треугольный участок hksk. Поэтому изо-
эитропиый КПД всегда меньше политропиого. Зависимость изоэн-
тропиого КПД от политропного определяется соотношением
'/q1 F-49)
я7(ивуТ1пол/ j
где л; = ри/рн — отношение давлений в компрессоре.
В случае, если изменением кинетической энергии в компрессоре
пренебречь нельзя, .изоэитропиый КПД определяют по параметрам
торможения
Л
ск
/* — /*
*KS 'И
• ♦ .*
(к-'н
F.50)
234

Изоэнтропный перепад энтальпий торможения
4 - /; = G$yRT;. и {п^^у- 1), F.51)
где я* = р^рн — отношение давлений торможения компрессора.
Рассмотрим процесс сжатия в трехступенчатом компрессоре
(/—///, рис. 6.2, б). Эффективная работа всего компрессора равна
к
сумме эффективных работ отдельных ступеней: j i;d/?=2j J vdp*
н i U )
To же самое можно сказать и о потерянной работе: //•«-«= ^. lri-
i
Поэтому, если допустить, что процессы сжатия во всех ступенях
идут по одной и той же политропе, то политропиый КПД компрес-
компрессора в целом будет равен политропиому КПД каждой ступени. Для
изоэитропиого КПД, как это наглядно видно из рис. 6.2, б, аналогич-
аналогичное утверждение будет несправедливо. Действительно, изоэптроп-
иый КПД каждой ступени выше, чем всего компрессора, так как
сумма изоэитропных работ ступеней всегда будет больше изоэитроп-
ной работы компрессора:
ins — h <C 2j O'ks (О — U (*)),
поэтому изоэитропиый КПД многоступенчатого компрессора будет
меньше изоэнтропного КПД каждой ступени.
Уравнение расхода. Секундный массовый расход G рабочего
вещества определяется уравнением
G == pcF, F.52)
где р — плотность рабочего вещества; с — его скорость; F — пло-
площадь поперечного сечения канала, ортогональная вектору скоро-
CtH С.
Уравнение расхода можно записать для любого сечения ступени
центробежного компрессора с произвольным диаметром D и шири-
шириной канала b (рис. 6.3, о). Учитывая, что часть сечения может быть
занята лопатками, запишем площадь кольца, свободную для про-
прохода вещества, так: F = лДбт, где т — коэффициент стеснения
потока лопатками. Этому сечению ортогональна радиальная состав-
составляющая скорости или, иначе, расходная скорость
ст = с sin a.
В итоге получим
G = рс,л£>Ьт. ■ F.53)
Коэффициент стеснения х определяется как отношение части
площади сечения, свободной для прохода рабочего вещества, к пол-
полной площади кольца nDb
т = 1 - Fsl. J(nDb) = 1 - г6л/(д£ sin рл), F.54)
где Fjjt4 — часть площади кольцевого сечения, занятая лопат-
лопатками; г — число лопаток; бл — их толщина; рл — угол наклона
средней линии лопатки.
235

Площадь произвольного кольцевого сечения осевого компрес-
компрессора (рис. 6.3, б) определяется по формуле
F = я (Dl - D|t)t/4 = я/ (£>„ + DBT) т/2 = лШсрт,
где Dy d — соответственно наружный и внутренний диаметры про-
проточной части; / == (D,r — DBT)/2 — высота лопатки осевого компрес-
компрессора; Dcxx = (Dn + Z)BT)/2 — средний диаметр проточной части.
Этому сечению ортогональна осевая составляющая скорости
сг = с sin a.
s)
\М
у
-t-
i
I
I
<§
-
z
Щ
Развертка по Вер
M
V
M
Рис в.З. Схемы рабочих колес: а — центробежного компрессора; б —
осевого
Тогда уравнение расхода для произвольного сечения осевого ком-
компрессора можно записать в таком виде:
G = рс2л/£>срт. F.55)
Коэффициент стеснения для осевого компрессора определяется
в принципе так же, как и для центробежного:
т = I - ^л. ч/(лООр0 = 1 - глбл/(я1)Ср sin рл). F.56)
При расчете неподвижных элементов, например лопаточного
диффузора или направляющего аппарата, вместо угла р следует
записать угол а. '
236

Если параметры потока определяются в тех сечениях компрес-
компрессора, где лопаток нет, коэффициент стеснения т принимают равным
единице.
Уравнение моментов количества движения. Мощность, затрачи-
затрачиваемая на перемещение и сжатие рабочего вещества, определяется
как произведение крутящего момента Л4кр.э, передаваемого от
лопаток потоку, на угловую скорость колеса
Л/э = Л4кр.эсо. F.57)
В соответствии с законом об изменении момента количества
движения теоретический крутящий момент Л4кр#э равен раз-
разности моментов количества движения секундного массового рас-
расхода вещества G в выход-
выходном и входном сечениях
колеса. Будем рассматри-
рассматривать средние значения аб-
абсолютных скоростей в этих
сечениях. При определе-
определении моментов количества
движения должны учиты-
учитываться только окружные
составляющие абсолютных
скоростей с1и и с2и> ор-
ортогональные радиусу
(рис. 6.4). Тогда теорети-
теоретический крутящий момент
будет равен
£zr
= G (С2иГ2 — С\иГ\).
Рис. 6.4. Треугольники скоростей при входе и
выходе из рабочего колеса центробежного ком-
компрессора
Заметив, что и = cor, запишем выражения для теоретической
мсщности .
N» = G
и теоретической удельной работы
F.58)
При отсутствии закрутки потока на входе в рабочее колесо век-
вектор абсолютной скорости сх направлен по радиусу или для осера-
диалыюго колеса параллелен оси вращения. Его проекция на окруж-
окружное направление равна нулю и выражение F.58) упрощается
19 --= с2ии2.
F,59)
При выводе уравнений F.58), F.59) рассматривались только
средние значения абсолютных скоростей на входе и выходе из ко-
колеса. Наличие потерь при движении вещества по каналам колеса
или влияние сжимаемости могут повлиять на величину и направ-
направление этих скоростей, но вид уравнений сохранится. Поэтому эти
237

уравнения справедливы во всех случаях, когда известны значения
окружных составляющих абсолютных скоростей с1и и c2tt.
Уравнение F.58) в литературе часто называют уравнением Эйлера,
который впервые его получил.
§ 6.2. Центробежные компрессоры
Ступень центробежного компрессора состоит из рабочего колеса,
диффузора и неподвижных элементов, с помощью которых сжатое
рабочее вещество выводится за пределы ступени. По конструкции
различают промежуточную и концевую ступени. В промежуточной
ступени за диффузором располагается обратный направляющий аппа-
аппарат. С его помощью рабочее вещество подводится к колесу последу-
последующей ступени. За диффузором концевой ступени располагается
выходное устройство — сборная камера или улитка, — с помощью
которого рабочее вещество выводится за пределы корпуса машины.
Л^ногоступенчатые центробежные компрессоры могут состоять
из одной или нескольких секций.
В компрессорах» имеющих одинаковый массовый расход через каж-
каждую ступень, секцией обычно называют ступень или группу ступе-
ступеней, после которых рабочее вещество выводится за пределы корпуса
машины. Отличительным признаком секции является наличие в кор-
корпусе входного и выходного устройств. В компрессорах, у которых
массовый расход по мере сжатия рабочего вещества изменяется,
например в паровых холодильных машинах, секцией считают сту-
ступень или группу ступеней с одинаковым массовым расходом.
Рассмотрим схему двухступенчатой секции парового холодиль-
холодильного центробежного компрессора (рис. 6.5) и ее рабочий процесс
в s~T- и /'—/7-диаграммах (рис. £.6). Рабочее вещество поступает
из испарителя во входное устройство Л, с помощью которого оно
подводится к рабочему колесу В первой промежуточной ступени.
Перед колесом располагается входной регулирующий аппарат
(ВРА) Б.
Площадь сечения Н входного устройства обычно больше площади
сечения 0 при входе в колесо. Движение пара в нем сопровождается
увеличением скорости и уменьшением давления. Его называют кон-
фузорпым. Энтальпия пара в процессе И—0 уменьшается.
При осевом положении лопаток, когда регулирования произво-
производительности нет, скорость в сечениях 8 и 9 практически одинакова и
процесс 8—9 в ВРА близок к i = const. Поворот лопаток ВРА приводит
к уменьшению площади потока в сечении 9 и значит к увеличению
скорости пара. В рабочем колесе В пар проходит два различных
участка. На участке 0—1 радиально-кольцевого поворота энергия
к пару не подводится, его скорость меняется незначительно. Процесс
па участке 0—/ близок к i = const. В сечении 1 пар поступает на
рабочие лопатки, которые подводят к нему механическую энергию;
Вследствие этого давление, энтальпия и скорость пара на уча-
участке /—2 увеличиваются. Нужно отметить, что участок 0—/ яв-
238

ляется труднодоступным для измерений и характер процесса на нем
обычно неизвестен, поэтому условно принимают, что на всем участке
О—2 процесс идет по одной и той же политропе, а параметры потока
при входе лопатки в точке / определяют расчетом.
Рис. 6.5. Схема двухступенчатого холодильного центробежного компрессора: -
Оь Щ, ,.., аь — диаметры окружностей, вписанных во входные и выходные сечения каналов
Из рабочего колеса пар, движущийся с большой скоростью,
поступает в безлопаточный диффузор (БЛД) Г и затем в лопаточный
диффузор (ЛД) Д. Площадь потока в обоих диффузорах по мере
движения увеличивается, а его скорость уменьшается. При этом
увеличивается давление пара. Такое движение называют диффузор-
239

ным. На участках 2—3 и 3—4 происходит преобразование кинетиче-
кинетической энергии потока в энергию давления, в процессе которого эн-
тальпия пара увеличивается. После диффузора пар проходит ра-
радиально-кольцевой поворот Е и поступает на лопатки обратно-
направляющего аппарата (ОНА) Ж. В ОНА закрученный поток,
вышедший из ЛД, раскручивается с помощью лопаток, имеющих
расположенные по радиусу выходные кромки, и подается на вход
в колесо второй ступени. Движение пара на этом участке происходит
примерно с одинаковой скоростью, поэтому процесс на участках 4—59
Рис. 6.6. Процессы в двухступенчатом холодильном центробежном компрессоре
в $— Тир — i-днаграммах
5—6 и 6—0' близок к i = const. Все процессы в ступени сопровож-
сопровождаются потерями, поэтому энтропия сжимаемого вещества непре-
непрерывно возрастает.
Процессы во второй, концевой ступени идут в основном так же,
как и в первой. После ЛД пар поступает в выходное устройство —
улитку И и выводится за пределы корпуса компрессора через па-
патрубок Л. При движении в улитке скорость пара изменяется незна-
незначительно.
При отсутствии теплообмена о внешними источниками потерян-
потерянная работа в секции определяется в s—Г-диаграмме площадью под
процессом я—/с, а в каждом элементе проточной части — площадью
под процессом между точками, соответствующими входному и вы-
выходному сечениям элемента. За рабочим колесом концевой ступени
располагается разгрузочный поршень — думмис М. С его помощью
уменьшается осевая сила от рабочих колес, передаваемая на упор-
240

ный подшипник компрессора. Для этого задуммисная полость О
соединяется трубопроводом П с всасывающим патрубком Л. В ре-
результате давление за думмисом становится близким к давлению
всасывания. Так как давление перед думмисом значительно выше
и примерно равно давлению при выходе из колеса второй ступени,
то возникает сила, направленная в сторону, противоположную осе-
осевым силам от рабочих колес, и разгружающая упорный подшипник.
Протечки пара от нагнетания ко всасыванию между ступенями и
через думмис снижаются с помощью специальных лабиринтных уплот-
уплотнений.
Безразмерные параметры центробежного компрессора. В рас-
расчетах центробежных компрессоров широко используются безразмер-
безразмерные параметры. При сжатии одного и того же рабочего вещества
в геометрически подобных ступенях и па газодинамически подоб-
подобных режимах работы безразмерные параметры будут одинаковыми.
Характерным геометрическим размером считается наружный диа-
диаметр рабочего колеса D2, характерной скоростью — окружная
скорость колеса и2 на диаметре D2, характерной плотностью — плот-
плотность торможения pi; при входе в ступень.
Безразмерные геометрические размеры определяются делением
соответствующих размеров па диаметр Do. Они обозначаются теми
же символами, что и действительные размеры, но с чертой сверху:
Di = DijD2\ bi = bi/D2. F.60)
Важным геометрическим размером рабочего колеса центробеж-
центробежного компрессора является безразмерная ширина лопатки при вы-
выходе па диаметре D2
б2 = Ьф2.
Ее величина изменяется в довольно узком диапазоне: 52 = 0,08~-
Н-0,02: большие значения б2 соответствуют первым ступеням много-
многоступенчатых компрессоров, меньшие — последним ступеням.
Безразмерные скорости определяются делением скоростей на
окружную скорость и обозначаются:
ф/ == О/Ц>; ф* = Wi'.th- F.61)
Тильдой сверху обозначаются безразмерные относительные скорости.
Важнейшими безразмерными скоростями в теории центробежных
компрессоров являются коэффициент теоретической работы
фги = ctulu% F.62)
и коэффициенты расхода
ф2г =c2r/u2; ф0 =со/«2. F.63)
В последнее время получил распространение условный коэффи-
коэффициент расхода [35J, впервые введенный ЦАГИ для вентиляторов
и определяемый как отношение условной скорости потока в трубе
диаметром D2 при заданном массовом расходе к окружной скорости
рабочего колеса
241

Условная скорость определяется по плотности торможения при
входе в ступень
В результате условный коэффициент расхода записывается так:
Ф = 4С(р1*лДг/2). F.64)
Его удобно использовать для многоступенчатых компрессоров, у ко-
которых ширина колес уменьшается от ступени к ступени. Высоко-
расходными принято считать колеса, у которых Ф > 0,075 (первые
ступени), среднерасходными — колеса с Ф = 0,045-г0,075 (средние
ступени) и малорасходными — колеса с Ф < 0,045 (последние
ступени) [35].
Безразмерные плотности определяются делением плотностей
в характерных сечениях на плотность торможения при входе в сту-
ступень и обозначаются
F.65)
Критерием газодинамического подобия потоков рабочего веще-
вещества является число Маха, равное отношению скорости потока в дан-
данном сечении к скорости звука в движущемся веществе:
F.66)
Этот важный критерий определяет соотношение скорости передачи
возмущений в веществе, определяемой колебанием молекул, и ско-
скорости движения потока. Режим, при котором скорость потока равна
скорости звука, т. е. М — 1 является критическим, так как, начи-
начиная с него, возмущения могут передаваться только вниз по потоку.
Течение вещества при М я^ 1 сопровождается обычно потерями, свя-
связанными с волновым сопротивлением, проявляющимся в возникно-
возникновении скачков уплотнения и связанных с ними необратимостей.
Используя метод условных температур, можно приближенно
определить скорость звука
^Щ / ? F.67)
Газодинамическое подобие процессов в ступени центробежного
компрессора определяется условным числом Маха по окружной
скорости
Mtt = ^ =  = — ."■ . F.68)
Производительность центробежного компрессора характеризуется
условным числом Маха во входном сечении
М = iiLX = G F.69)
' у *н ft/vM
242

Производительность отдельной ступени характеризуется условным
числом Маха при входе в колесо
М _ с«у _
У < Р
F.70)
JO.
где pay Pny Ту. н — параметры торможения при входе в компрессор
или ступень; а,* — скорость звука в заторможенном потоке при
входе в ступень.
Так как в формулах F.69) и F.70) используются условные ско-
скорости, определенные по плотности торможения, и скорость звука
в заторможенном потоке при
входе в ступень, то соответ-
соответствующие числа Маха назы-
называются условными.
В формулах F.60), F.61),
F.65), F.66) индекс / соответ-
соответствует индексу характерного
сечения проточной части.
Рабочее колесо. Рабочее
колесо является единствен-
единственным элементом проточной час-
части центробежного компрес-
компрессора, в котором механическая
энергия с помощью лопаток
передается сжимаемому рабо- РиСф 6j. Типы рабочих колес: а — осерадн-
чему веществу. алыюс полуоткрытое; б— пространсикмшо-г
Закрытое рабочее колесо закрытое
состоит из основного диска,
на котором расположены лопатки, и покрывающего диска. Полу-
Полуоткрытые колеса выполняют без покрывающего диска.
В настоящее время применяются рабочие колеса нескольких ти-
типов. Радиальные колеса (см. рис. 6.5) имеют криволинейные цилин-
цилиндрические лопатки, радиус кривизны которых лежит в плоскости
вращения. Лопатки радиальных колес обычно очерчены одним ра-
радиусом и имеют постоянную толщину. Для таких колес характерен
радиальный вход и выход потока. Радиальные колеса обычно выпол-
выполняют закрытыми. Они являются основным типом колес в стационар-
стационарных компрессорах, в том числе и холодильных.
Пространственные колеса (рис. 6.7) имеют лопатки сложного
профиля, изменяющегося по ширине колеса. В транспортных ком-
компрессорах широкое распространение получили осерадиальные про-
пространственные колеса, в которые поток входит в осевом, а выходит —
в радиальном направлении. Их выполняют полуоткрытыми
(рис. 6.7, а). Современная технология точного литья, сварки и пайки
позволяет изготавливать и закрытые пространственные колеса
(рис. 6.7, б). Пространственные колеса позволяют получить более
высокие КПД, менее чувствительны к увеличению чисел Mw и могут
эффективно работать при высоких коэффициентах расхода Ф.
243

Важной геометрической характеристикой рабочего колеса яв-
является лопаточный угол Р2Л между касательной к средней линией
лопатки на диаметре D2 и лучом, противоположным окружной ско-
скорости и2 (см. рис. 6.5, 6.7).
Рассмотрим рабочее колесо с бесконечно большим числом очень
тонких лопаток z = оо. Особенностью течения в таком колесе яв-
является равенство угла потока в относительном движении и лопаточ-
лопаточного угла Рсс = рл на любом радиусе, поэтому на выходе из ко-
колеса р2оо ~ fW Различают три группы колес: с лопатками, загну-
загнусь оо
Рис. 6.8. Кинематика потока в колесах с различными углами р2л
тыми назад (Р2Л < 90°), с радиалыю оканчивающимися лопатками
(Ргл = 90°) и с лопатками, загнутыми вперед фгл >90°). Треуголь-
Треугольники скоростей при входе и выходе для колес с различными р.,л
представлены на рис. 6.8. Входной треугольник одинаков для всех
колес. Вектор абсолютной скорости при входе в колесо с2 опреде-
определяется производительностью и характером течения во входном уст-
устройстве ВРА или ОНА, поэтому вектор относительной скорости
при входе равен разности Wj = сх — иг.
При отсутствии закрутки потока на входе в колесо вектор сх
лежит в радиальной плоскости и его проекция на окружное направ-
направление с1и = 0. Уравнение F.58) в этом случае упростится
/эоо = C2uooU2 = ф2мооЙ2- F.71)
Вектор абсолютной скорости на выходе из колеса с2оо является
суммой векторов переносной окружной скорости и2 и относительной
скорости W2cd C200 =U2 +.w2oo. Из треугольников скоростей видно,
что С2иоо = и<2 — C2r ctg $>л- Переходя к безразмерным параметрам,
получим
ф2иоо = 1 — ф2г Ctg р2л- F.72)
С уменьшением ф2/- у всех колес ф2иоо -*■ 1 и /ЭОо -^ и!. У колес с р2л <
< 90° всегда ф2МОО <5 1. При увеличении ф2г коэффициент теоретиче-
теоретической работы линейно уменьшается вплоть до нуля (рис. 6.9). Колеса
244

■90°
с E2Л = 90° имеют постоянное значение <г2аоо = 1 и /эоо = ul> У ко-
колес с р2;1 >90° всегда фомоо ^ 1. С увеличением <р2г значение <р2«сх>
линейно возрастает. Высокий уровень абсолютных скоростей при
выходе из таких колес определяет значительные потери в диффузоре,
вследствие чего КПД ступени оказывается невысоким.
В действительности число лопаток рабочего колеса не может
быть бесконечно большим. Оно обычно находится в пределах г =
— 8ч-28, а лопатки имеют вполне опре- <р2и
деленную конечную толщину. Как пока-
показывает опыт, действительный коэффициент
теоретической работы всегда меньше рас-
рассчитанного по формуле F.72) (pL>« < ф?МОо-
Это связано с отставанием потока от ло-
лопаток колеса, вследствие чего $> <• $>ос =
=-^5:^. В колесе с конечным числом ло-
лопаток поток яляется двухмерным и все его
параметры меняются по ширине канала
(рис. 6.10). При остановленном колесе
(о) = 0) и некотором массовом расходе
(G >0) через канал д скорость будет уве-
увеличиваться от вогнутой стороны лопатки к выпуклой. Это объяс-
объясняется тем, что при движении по криволинейному каналу возникает
центробежная сила, прижи-
прижимающая поток к вогнутой
стороне. В результате давле-
давление с вогнутой стороны будет
больше, а скорость—меньше.
У выпуклой стороны лолатки
по той же причине давление
будет меньше, а скорость —
больше. В канале б колеса,
вращающегося с угловой
скоростью о), при нулевом
массовом расходе G = 0 в от-
относительном движении воз-
возникает осевой вихрь — цир-
циркуляция вещества в направ-
Рис. 6.9. Коэффициенты тео-
теоретической работы колес с
различными углами р2л
Рис. 6.10. Течение в колесе
числом лопаток
с конечным
лени и, противоположном
вращению колеса с той же
. угловой скоростью. Это объ-
объясняется действием сил инерции, стремящихся удержать от вра-
вращения массу вещества, находящуюся в канале, и сохранением его
момента количества движения (в данном случае — равного нулю).
Поле скоростей в канале вращающегося колеса в относительном
движении при расходе О >0 в первом приближении может быть
получено в результате суммирования (наложения) течений в ка-
каналах д и б. При этом у рабочей, выпуклой стороны лопатки отно-
относительная скорость всегда будет меньше, чем у нерабочей, вогнутой
стороны* а давление — больше (каналы в и г).
245

Для расчетов центробежных компрессоров необходимо знать коэф-
коэффициент теоретической работы колеса. Из формул F.57) и F.58)
следует, что
Ф2« = Мкр. Э(о/(С*4). F.73)
В реальном пространственном течении давление по поверхности
лопаток изменяется как по длине лопатки (или но радиусу), так и
но ее ширине, поэтому крутящий момент, а значит коэффициент
теоретической работы колеса определяется полем давлений на всей
поверхности лопатки. Расчет этого поля давлений \р = р (х, г)]
является сложной задачей гидродинамики, которая пока решается
приближенно, да и то не во всех случаях. В результате широкое
применение нашли упрощенные способы оценки ip2w, из которых
наиболее простым и наглядным является метод, разработанный Сто-
Стодолой. Основным допущением этого метода является замена действи-
действительного осевого вихря условным вихрем диаметра а (рис. 6.10),
который вращается в сторону, противоположную вращению колеса,
с той же угловой скоростью со. Вследствие этого вращения поток,
выходящий из колеса со скоростью w2oo, получает дополнительную
скорость Aw2, вектор которой параллелен вектору окружной ско-
скорости и2. В результате относительная скорость при выходе из колеса
будет равна сумме
а угол р2 станет меньше Р2Л- Из треугольника скоростей (рис. 6.10)
видно, что Ашг = Дс2 = Д^2« и С2и = Съюо — Дфм. Тогда
Допустив, что криволинейный треугольник выходного участка
косого среза можно заменить прямолинейным и прямоугольным
треугольником со стороной а и углом р2л при вершине, получим
А a <uD2 я , л
Ас2и = ю -g- = —^- — sin р2л>
Подставив это выражение в F.74) и раскрыв ф2ы«> по формуле F,72),
находим
Ф2« = 1 — -j- sin р2л - <p2r ctg р2л. F.75)
Зта формула дает хорошую сходимость с экспериментом для колес
с р2л ^ 45°. При уменьшении Р2л формула Стодолы дает заниженные
значения ф2и, причем, чем меньше р2л, тем меньше расчетные значе-
значения <р2м по сравнению с опытными. Это объясняется тем, что сделан-
сделанное допущение о замене криволинейного треугольника косого среза
прямолинейным сопряжено с наименьшими погрешностями для ло-
лопаток, очерченных по логарифмической спирали, у которых на лю-
любом радиусе Р = р2л- Такой профиль показан на рис. 6.10, а соответ-
соответствующий ему размер условного вихря обозначен а . Так как в дей-
действительности лопатка очерчена по дуге окружности и угол р1Л
обычно близок к 30°, то при малых Р2Л фактический размер а будет
246

больше, чем а'. Соответственно этому будет больше и коэффициент
теоретической работы. При больших р2л >45° расчетные значе-
значения <р2и получаются, наоборот, несколько завышенными. Здесь
сказывается влияние конечной толщины лопаток, уменьшающей
фактический размер а. У колес с большими р2л число лопаток обычно
наибольшее и составляет z2 = 22-:-28. Поэтому наилучшие резуль-
результаты формула Стодолы F.75) лает в том случае, если вместо лопаточ-
лопаточного угла р2л подставлять эф-
эффективный угол, определяемый
соотношением
Р2,ф = arcsin (а,//2), F.76)
где а2 — диаметр окружности,
вписанной в выходное сечение
капала колеса и значит учиты-
учитывающее толщину лопаток; U =
= nDJz» — шаг лопаток колеса
(см. рис. 6.5). Если геометрия
колеса заранее неизвестна, то
для определения р2>,ф мож-
можно пользоваться графиком
(рис. 6.11), построенным для
лопаток постоянной толщины,
очерченных по дуге окруж-
окружности.
Внутренняя мощность сту-
ступени. Гидравлический КПД.
Коэффициент реактивности.
Внутренняя мощность, подво-
подводимая к рабочему колесу, скла-
складывается из теоретической или
10
ю
20 30 40 50 60 70 80 90ргл
Рис. .6.11. Зависимости основных параме-
параметров ступеней центробежных компрессо-
компрессоров от угла роЛ
Эйлеровой мощности, передаваемой потоку от лопаток, и мощности
трения наружных поверхностей дисков о вещество, находящееся в
полостях между колесом и корпусом компрессора
При определении теоретической мощности необходимо иметь
в виду, что через лабиринтное уплотнение покрывающего диска ко-
колеса всегда имеются протечки рабочего вещества, которое проходит
со стороны давления за колесом р.> в область более низкого давления
всасывания р0 (рис. 6.12). Вследствие этого действительный массо-
массовый расход через колесо будет больше на величину протечек бл.к ==
= G + AGK. Влиянием протечек на кинематику потока при входе
и выходе из колеса допустимо пренебречь. Тогда теоретическая мощ-
мощность будет равна
N.a = (С -f Дбк) (с,ии2 -• CluUi).
Переходя к безразмерным величинам, запишем
N3 = G A + -^н.) (ф2и - Ф1,Д)
F.77)
247

Внутреннюю мощность ступени можно представить так!
N
тр
(ф2в — ф1и
Обозначив относительные потери на протечки
и на трение лисков
pIip = AGK/G F.78J
Ртр = Nlpl[G (ф2« — Ф1«Д) иЦ9 F.79J
найдем окончательное выражение для внутренней мощности
N{ = G A + Pup -г Ртр) (фги — Ф1ыО]) и\ = Gyu\. F.80)
Параметр
X = A +РпР + Ртр) (ф2и — Ф1*Д)
F.81)
называют коэффициентом мощнос-
мощности. При отсутствии закрутки по-
потока при входе в кблесо
5( = A -[- Pi!P + pip) Ф2«» F.82)
Внутренняя удельная работа
ступени равна
U = A^//G = (I -i- Pup + Ртр) (ф2« —
Связь между внутренней итео-
^ ретической (Эйлеровой) работой
устанавливается соотношением
Рис. 6.12. Протечки в ступени центро-
центробежного компрессора
где
/э = (ф2« —
|. F.85)
Из уравнений F.83) и F.85) видно, что и внутренняя, и теорети-
теоретическая работа пропорциональны квадрату окружной скорости.
Теплота, эквивалентная внутренней мощности ступени, передается
сжимаемому веществу, так как теплообменом ступени с окружающей
средой обычно пренебрегают. Отсюда следует важная зависимость
// = « - X, F.86)
При расчете компрессора по внутренней работе и энтальпии /;
определяют i'J. При обработке результатов эксперимента для опре-
определения внутренней работы достаточно измерить параметры тормо-
торможения в начальном и конечном сечениях ступени и определить соот-
соответствующие им энтальпии. Когда скорости в начальном и конечном
сечениях близки по величине, т. е. с„ ^ ск, допустимо писать
h = iK-iH. F.87)
248

Эффективная работа ступени может быть определена с помощью
политропного или внутреннего КПД F.46)
/эф = /*Ппол = A "Г Рпр "Г Ртр) (ф2« — ф|«Д) и22Ц1Юл = Х«1Чпол- F.88)
Это означает, что политропный или внутренний КПД учитывают
все внутренние потери в ступени, включая потери на протечки и
дисковое трение. В расчетной практике часто приходится по извест-
известным коэффициенту мощности, внутреннему КПД и эффективной
работе, которую необходимо затратить, чтобы получить заданное
отношение давлений, определять окружную скорость колеса и%.
Для этого применяют коэффициент эффективной работы ступеней
1р = /эф/«2 = ХЛнол- F.89)
Величина коэффициен- а)
та эффективной работы
определяется при исследо-
исследованиях модельных ступе-
ступеней или в процессе испы-
испытаний полноразмерных
компрессоров. Оценить
потери, связанные только *\
с движением рабочего ве-
вещества в ступени, можно с
помощью гидравлического
КПД, определяемого соот-
соотношением
Рис. 6.13. Типы лаби-
лабиринтных уплотнений
Сопоставляя выражения F.88) и F.89), находим, что /аф =*
= 1-Жу откуда следует, что
Чшш. F.90)
Из полученных зависимостей видно, что точность определения
потерь, обусловленных несовершенством проточной части ступени,
зависит от точности оценки потерь на протечки и трение. При экс-
экспериментальных исследованиях центробежных компрессоров вы-
выделить эти потери трудно, поэтому их рассчитывают, привлекая
результаты специально поставленных исследований. Относительные
потери на протечки можно определить по формуле
G ~
F.91)
где а — коэффициент расхода через лабиринтное уплотнение по-
покрывающего диска. Для гладкого уплотнения (рис. 6.13, а) а « 1,
для ступенчатого (рис. 6.13, б, в) а^ 0,7; Ds = DJD2 — средний
безразмерный диаметр уплотнения; s = s/D2 — безразмерный ра-
249

диальный зазор в уплотнении, который рекомендуется выдерживать
равным
5 = B/D2 + 4) 10'4; F.92)
D2 — в м; Z — число гребней уплотнения; k& = рг/pS.
Относительные потери на трение определяют по формуле
ртр = 0,172-10-3/[<р2гтА (ц2и - ф1(Д)Ь F.93)
Подробный вывод формул F.91), F.93) дан в специальной ли-
литературе [29]. При выполнении прикидочных расчетов можно поль-
пользоваться графиком, приведенным на рис. 6.11.
Доля перепада энтальпий в рабочем колесе от полной работы
ступени характеризуется коэффициентом реактивности, который
определяется так:
Из уравнений F.17) и F.24) можно получить
/2 - i0 = /* -С- 0,5 D - 4)»
откуда
Переходя к безразмерным параметрам и применив формулу
F.83), окончательно найдем
F,94)
Для определения энтальпии вещества при выходе из рабочего
колеса удобно применить коэффициент реактивности, оценивающий
долю перепада энтальпий на участке я* — 2 (см. рис. 6,6)
I!2LL*2 ^. F.95)
2(l-rpnp-i-pTp)tete—<PiiA)
В этих формулах учтено, что (pi = <pL + фгг. Они показывают,
что чем меньше <p2u> тем больше коэффициент реактивности, поэтому
с увеличением |52л коэффициент реактивности уменьшается (см.
рис. 6.11).
Определение размеров рабочего колеса. Уравнение расхода для
кольцевого сечения при выходе из колеса имеет вид
G = p3c2rJiDofe2T2. F.96)
Переходя к безразмерным параметрам, получим
G = pukv2tf>2rttD2 6 2*2112' F.97)
Определим. по,графику рис. 6.11 оптимальные для заданного
угла Р2л значение щг и число лопаток z2. Коэффициент стеснения т3
рассчитаем по формуле F.54), приняв, что в среднем относительная
толщина лопатки составляет бл = ^Л/О2 = 0,02-—0,016, а из-за
250

округленна выходных кромок лопаток правильнее учитывать при-
примерно половину их толщины. Тогда
т, = 1 - 0,56лг2/(л sin ^). F.98)
После этого, если из предшествующего расчета известна окружная
скорость, находим D2 по формуле
Частота вращения ротора
п = «2/(nD2). F.100)
На практиье иногда возникает необходимость рассчитать ступень
для имеющегося уже привода, обеспечив заданную частоту враще-
вращения. Диаметр колеса можно определить из уравнения F.100) по
известной окружной скорости. После этого б2 находим из уравне-
уравнения F.97). Заметим, что 62 можно определить сразу, решив совме-
совместно уравнения F.97) и F.100),
Ь2 = ttG/r/(pH^2<P2rT2U2). F.101)
Наибольшие КПД ступеней получены при б2 = 0,08-г-0,02.
Значительное влияние на КПД оказывают диаметры входного сече-
сечения колеса Do и dQ. Базразмерный диаметр втулки рекомендуется
выполнять в пределах d0 = 0,15^-0,30. Увеличение d0 сверх 0,35
сопровождается снижением КПД, особенно при малых б2. Потери
в колесе будут наименьшими при минимальной безразмерной отно-
относительной скорости на входе в решетку ф2 — wju^. При <pltt = 0,
т. е. без закрутки потока при входе, диаметр А)ф1тт> соответству-
соответствующий минимуму фь можно определить по формуле [29]
, F.102)
где kc — коэффициент ускорения потока на участке 0—1, К =
= cJcq «^ FJF\\ cx — абсолютная скорость при входе на лопатки
без учета стеснения; F1 — площадь кольцевого сечения при входе
на лопатки, Fx = nDxbx\ kD — коэффициент увеличения диаметра,
*о = DJDq-у Tlt т2 — коэффициенты стеснения при вхо,пе и выходе
из колеса; kv0 — безразмерная плотность при входе в колесо, kvQ =
= ро/рн. В выполненных конструкциях обычно kc = 1,0-5-1,1 и
kD = l,0-f-l,03. Оптимальное значение Do, как показывают опытные
данные В. Е. Евдокимова, лежит в пределах
Ширина лопаток в меридианной плоскости определяется из
уравнения расхода
F.103)
251

где сх = kccQ\ Dx = DQonTkDD2, а коэффициент стеснения опреде-
определяется по формуле, подобной F.98)
т1= 1 — О^б^ДяД sin р!Л). F.104)
При большом числе лопаток колеса, чтобы уменьшить загромож-
загромождение сечения иногда применяют двухъярусные решетки, подрезая
каждую вторую лопатку. В этом случае zx — 0,5z2. Число лопаток
колеса z2 должно быть близко к оптимальному, определяемому из
соотношения
г2.опт = (//Оопт 2л sin pcp/ln (ЦУ/Л), F.105)
где ргр — (Р1Л + Р2л)/2 — средний лопаточный угол, (lit) = 2,0-f-
ч-3,0. Ориентировочные значения г20пт даны на рис. 6.11. Входной
лопаточный угол выбирается в пределах
Pw = Pi + @-3°), F.106)
где Pi — угол потока при входе в колесо в относительном движении.
В общем случае с закруткой потока при входе
tg Pi = <Pir/Pi - <Pir.tg 6J, F.107)
Безразмерная радиальная составляющая скорости при входе
в решетку колеса
G/(feD, . F.108)
где 6Х — угол закрутки потока при входе. Когда закрутки нет,
т. е. 0i = 0, формула F.107) упрощается
tg Pi = Фх/^i. t -F.109)
Заметим, что при Gj = 0 ф1л — (pi.
Число Маха М,г1 при входе в колесо в относительном движении
определяется по формуле F.66). Скорость звука одинакова в абсо-
абсолютном и относительном движениях. Она определяется по формуле
F.67). Эффективная работа колеса соответствует h\wl < 0,8-н0,9.
Увеличение Mit-, свыше 0,9 вызывает рост потерь в колесе. .
Уравнение расхода через входное сечение колеса при отсутствии
закрутки потока можно записать так:
RcRD
где kv0 = Pi/pii; £ = (IJDq. Заменив в этом уравнении массовый
расход правой частью уравнения F.97) и ц>1г его выражением, най-
найденным из F.109), получим формулу Ф. М. Чистякова 1501
Это выражение устанавливает зависимость Ъг от основных кон-
конструктивных соотношений рабочего колеса и показывает, за счет
каких параметров можно получить значения 62> лежащие в задан-
заданных пределах.
252

"Диффузоры. Безлопаточный диффузор (БЛД). Он представляет
собой кольцевое пространство, заключенное между боковыми стен-
стенками корпуса ступени. Они применяются в любой ступени либо
в качестве единственного типа диффузора, либо в виде кольцевого
безлопаточного участка между колесом и лопатками канального или
лопаточного диффузора. Записав уравнения расхода для сечения
при выходе из колеса и сечения БЛД на произвольном диаметре D
(без индекса) и перейдя к безразмерным величинам, найдем
Фг = cr/u2 = T2kv2b2^2r/(kobD)f F.111)
где kv = p/pS.
Из уравнений сохранения момента количества движения для тех
же сечений получим
, Ф« — cju2 = <p2w/(£TpD), F.112)
где kTp > 1 — коэффициент, учитывающий потери момента количе-
количества движения из-за трения потока о стенки БЛД.
Угол потока в БЛД найдем из соотношения tg a = <pr/<ptt. За-
Заметив, что tg a2 = <р2г/ф2ц, получим такое выражение
F.113)
Безразмерная скорость потока в БЛД ср = i/<p« + <р*. Подста-
Подставив в это выражение формулы F.111) и F.112), найдем
Отношение плотностей з БЛД можно оценить приближенно,
приняв, что процесс в нем идет по той же политропе, что и в ступени
в целом
_*2L _ PL _ Г 1
~ 1) М^ (X -
Показатель политропы пу можно определить по значению поли-
тропного КПД ступени (см. рис. 6.11), пользуясь выражением F.47),
Уравнения F.114) и F.115) представляют собой систему, которую
необходимо решить, чтобы определить (р и отношение плотностей.
Из F.113) следует, что при движении несжимаемой жидкости
K<JK = 1. отсутствии потерь на трение Лтр = 1 и плоских парал-
параллельных стенках БЛД Ь2 = 6 = const, tg a = tg a2 на любом
диаметре. Траектория движения потока в этом случае будет логариф-
логарифмической спиралью. Влияние сжимаемости приводит к некоторому
уменьшению а, влияние трения, наоборот, увеличивает а. Обычно
в первом приближении считают, что эти два фактора компенсируют
друг друга и в БЛД с параллельными стенками a = const. Приме-
Применяя более сложные БЛД с профилированными стенками,.у которых
ширина, плавно уменьшается с ростом D до Ь = @,77-г-0,8) Ь2У
можно снизить потери в них.
253

Скорость потока при выходе из диффузора промежуточной сту-
ступени должна быть близкой к скорости при входе в колесо, <р4 ^
» @,85-4-0,9) фх, чтобы не вызывать повышенных потерь в ОНА.
Отношение скоростей
FЛ16)
зависит от выходного угла р2л колеса. При малых E2Л и оптималь-
оптимальных ф2г коэффициент реактивности высок, а значения <р2 — неве-
невелики, поэтому /B._4 не превышает 2,0—2,5. При больших р2л уровень
ср2 значительно выше, причем /С2-4 возрастает до 3,0—3,5. Безраз-
Безразмерный диаметр выхода из БЛД определяется из уравнения расхода
в виде
п _ х^у2 b.z sinct2 к
Ограниченные габаритные размеры компрессора не позволяют
выполнять D4 свыше 1,6—1,8- В БЛД с параллельными стенками
при таких D4 можно получить К2~* не свыше 1,7—2,1, поэтому при-
приходится либо прибегать к установке лопаточного диффузора, позво-
позволяющего снизить D4, либо, если это невозможно, мириться с неко-
некоторым увеличением потерь в ОНА. Важным достоинством БЛД
являются пологие, протяженные по расходу характеристики сту-
ступени (см. ниже).
Лопаточный диффузор (ЛД). Траекторию движения рабочего
вещества можно сделать более короткой, применив лопаточный диф-
фузср, который раскручивает поток на больший угол, чем БЛД.
Потери в ЛД вследствие лучшей организации течения вещества
меньше, чем в БЛД, а максимальный КПД ступени с ЛД на 2—3 %
выше. Выходной угол лопаток ЛД больше входного а4л = азл +
-f AО-М60). За счет этого требуемые значения /B_4 получаются
при D4 = 1,4—=—1,6. ЛД чаще всего выполняются с параллельными
стенками, причем обычно b3 >fr2. В промежуточных ступенях вы-
выполняют bslb2 = 1,15^-1,25, в концевых b^b* = 1,3—5—1,6. Диаметр,
на котором расположены входные кромки лопаток диффузора, при-
принимают D3 -- l,08-r-lt3. Большие значения соответствуют более
высоким числам М^. Падение значения D3 ниже 1,08 вызывает
некоторое снижение КПД и увеличение динамических нагрузок на
лопатки ЛД вследствие влияния неравномерности потока при вы-
выходе из колеса, а также повышение уровня звука. Угол потока
при входе в диффузор определяется по формуле F.113), которую
с учетом противоположного влияния трения и сжимаемости записы-
записывают в виде
tga3 = (Wtga2. F.117)
Входной лопаточный угол рекомендуется выполнять в пределах
#зл = аз + A-5-3°). Значение поправки зависит от толщины профиля
и числа лопаток. Она определяется из условия, что коэффициент
254

диффузорности косого среза при входе в ЛД на расчетном режиме
должен находиться в пределах
%сз = ^зе/(л А& sin an) = 1,08 - 1, IS, F.118)
Где Fse — площадь всех входных сечений as (см. рис. 6.5) каналов
«ПД; а3 — угол потока по формуле F.117). Наиболее эффективны
«ПД, у которых 13° < азл < 20°. Выходной лопаточный угол опре-
определяется по формуле
<*4л = а4 + Аа4, F.119)
Да4 ^ 3° — угол отставания потока от лопаток; более точно его
можно определить по формуле В. Ф. Риса [29] ..'...
4 = 0,346 (ам-ОгпУУТЛ, '" F.120)
/ — длина хорды профиля лопатки; t — шаг решетки на среднем
диаметре D = (D3 + DA)/2; aS:x и а4л — в градусах.
Оптимальное число лопаток диффузора определяется по формуле,
подобной F.105)
*з опт = (///)опт 2л sin acp/ln (DjD3)y F.121)
где аср = (ato + а4л)/2 и (///)опт = 2,0—2,5.
Число Маха при входе в ЛД оказывает влияние на его эффектив-
эффективность и не должно превышать Мс3 — 0,8-4-0,9. Увеличение Мс3
свыше 0,9 приводит к снижению КПД ступени.
Основной недостаток ЛД — более короткая по расходу характе-
характеристика ступени. В центробежных компрессорах хладоновых хо-
холодильных машин ВНИИхолодмаш применяет комбинированные
диффузоры, представляющие собой сочетание протяженного БЛД
с Ds = 1,35-4-1,4 и расположенного за ним ЛД с D4 — 1,6—1,7.
Таким способом удается повысить КПД и получить протяженную по
расходу характеристику компрессора. Применение регулируемых
ЛД с поворотными лопатками позволяет получить очень широкий
диапазон расходов и более высокий КПД.
Обратно-направляющий аппарат. Обратно-направляющий аппа-
аппарат (ОНА) предназначен для подвода потока ко входному сечению
колеса последующей ступени. Окружная составляющая скорости
при входе из ОНА должна быть равна нулю <pGu = 0, что соответ-
вует ав = 90°. Так как при входе в ОНА всегда имеется закрутка
потока <p:>w >0, то входной лопаточный угол принимают а5л л* а5,
а выходные кромки располагают с учетом угла отставания потока
от решетки под углом а6л = а0 -|- Act = 90° -!- C-т-5)° (см. рис. 6.5).
Между диффузором и входными кромками лопаток ОНА распола-
располагается участок радиально-кольцевого поворота 4—5. Влияние сжи-
сжимаемости на поток в нем пренебрежимо мало, поэтому при опре-
определении угла а6 необходимо учитывать потери момента количества
движения вследствие трения
4, F.122)
255

где /?тр = 1,3-7-1,7, причем большие значения следует принимать
для меньших 64, т- е- Аля более узких каналов. Оптимальные значе-
значения ВЬ-'6А — 1,0-5-1,2. Отношение скоростей в ОНА выбирают в пре-
пределах /С5_в = ф5/фв =■ 1,0-М,05._Диаметры входа и выхода прини-
принимают равными Ds = D.\ и Dc> — Do* -!• 2/\ где Do- — безразмерный
диаметр входа в последующую ступень; г = r/D2 — безразмерный
радиус скругления наружного контура канала (см. рис. 6.5). Реко-
Рекомендуется выбирать r/fee — 0,4ч-0,5. Ширина ОНА в выходном
сечении определяется из уравнения расхода
F.123)
где р6 я^ р., — плспюсть вещества; св --■ фвм2 — скорость при вы-
выходе из ОНА. Число лопаток ОНА обычно находится в пределах
гь — ze = 12-T-18 и определяется по формуле, подобной F.121),
исходя из (It) - 2,l-s-2,2.
Входные и выходные устройства. Входные устройства представ-
представляют собой патрубки, подводящие рабочее вещество к колесу. Вы-
Выходные устройства центробежных компрессоров — это спиральные
сборные камеры (улитки) или получившие распространение в послед-
последнее время кольцевые камеры постоянной площади сечения. Методы
расчета входных и выходных устройств излагаются в специальной
литературе 129, 35, 50].
Характеристики центробежных компрессоров и регулирование их
.работы. Характеристикой компрессора динамического действия на-
называется завис'имоеть его основных рабочих параметров (таких, как
отношение давлений л = рк:ри> внутрения мощность Nt, политроп-
ный (или изоэнтропный) КПД цпо:< (или viJ, коэффициенты эффек-
эффективной работы^-, теоретической работы q:2T( или мощности х) от пара-
параметра, характеризующего производительность компрессора при
различных фиксированных значениях безразмерной окружной ско-
скорости.
Универсальная характеристика двухступенчатого холодильного
центробежного компрессора в координатах л, у\1Ю:1, А/* — / (iMCilI. y>
Mw) представляет собой семейство индивидуальных характеристик',
каждая из которых получена при Мм = const (рис. 6.14, а). Инди-
Индивидуальные характеристики получают при испытаниях компрессора
на специальных стендах, изменяя производительность дросселиро-
дросселированием на нагнетании с помощью специальной заслонки или вен-
вентиля. При максимальной производительности из-за больших потерь
в проточной части значения отношен ml давлений и КПД невелики.
С уменьшением производительности потери в проточной части сни-
снижаются. При этом л и КПД возрастают. Оптимальному режиму ра-
работы соответствуют наименьшие потери и максимальное значение
КПД. Дальнейшее уменьшение производительности сопровождается
снижением КПД. При минимальной или критической производитель-
производительности наступает помпаж компрессора. Помпаж — это автоколе-
автоколебательный процесс в системе компрессор—сеть, при котором давле-
давление нагнетания периодически резко снижается, а направление дви-
движения газа изменяется на обратное. При этом обычно слышны харак-
256

терные «хлопки». Положение критической точки Б начала помпажа
зависит не только от компрессора, но и от свойств сети: ее объема
и частоты собственных колебаний находящегося в пей газа. Помпажу
обычно предшествует вращающийся срыв в колесе или диффузоре.
Работа компрессора в режиме помпажа недопустима, так как она
сопровождается колебаниями ротора и может привести к аварии.
На поле кривых я=/(Л\с!ку) наносятся линии постоянного
КПД, наглядно показывающие область оптимальной работы ком-
Vnon
W
0,7
0,5
у*
—T7m
1 . '
Г
Ми-1,0
п
V
\
\
\
—
ofi о,г о,з f2r
^^Н4#
0,18 0,22 МСщ Т
Рис. 6.14. Характеристика холодильного центробежного компрессора: а — универ-
универсальная; б— безразмерная; в—циклы холодильной машины при уменьшении
холодопроизводительности
прессора, в которой лежит точка Л, соответствующая расчетному
режиму работы. Характеристики отдельных ступеней часто строятся
в координатах %, ф2„, 'ф, t|,10;i = / (фг,) (рис. 6.14, б) и представляют
собой экспериментальную основу при проектировании. Энергетиче-
Энергетические показатели центробежного компрессора в эксплуатации опре-
определяются как его характеристикой, так и сетью, на которую она
работает. Для компрессора паровой холодильной машины сетью яв-
является система теплообменных аппаратов: испаритель, конденсатор
и соединительные трубопроводы. Допустим, что при расчетном ре-
режиме совместная работа компрессора и сети определяется точкой А.
Рассмотрим изменение режима работы, при котором холодопроизво-
дителыюсть уменьшается, а средние температуры источников оста-
остаются неизменными (рис. 6.14, в). Перепады температур 0П и 6К
с уменьшением Qo (и массового расхода G) также будут уменьшаться.
9 П/р И. А. Сакуна
257

Это приведет к снижению давления конденсации и увеличению дав-
давления кипения. Отношение давлений л должно уменьшаться (кри-
(кривая / на рис. 6.14, а). В нерегулируемом же компрессоре с уменьше-
уменьшением производительности в соответствии с характеристикой (Ми=1,2)
л будет возрастать. Поэтому для обеспечения нормальной работы
холодильных машин применяют различные способы регулирования
центробежных компрессоров.
Регулирование перепуском или байпасн-
рованием, при котором сжатый газ со стороны нагнетания иере-
4*
5
Щ
№
1
0,1 0,П 0,18 0,21
/
N
2
А\ L
1\
У
Q>1 0,14 0,18 0,22 Мсн.у
Рис. 6.15. Характеристики центробеж-
центробежного компрессора при регулировании
частотой вращения (а) л дросселирова-
дросселированием иа всасывании б)
пускается через дроссельное
устройство на сторону всасывания.
Энергетически это самый неэффек-
неэффективный из методов регулирования,
однако он очень просто осуществ-
осуществляется и обладает неограниченной
глубиной регулирования. Поэтому
его, к сожалению, часто приме-
применяют в процессе эксплуатации
холодильных машин.
Регулирование дрос-
дросселированием на на-
нагнетании достигается за счет
установки дроссельного устрой-
устройства между компрессором и кон-
конденсатором. С его помощью можно
уменьшить производительность
только до точки Бf в которой насту-
наступает помпаж компрессора. Этот ме-
метод также энергетически невыгоден.
Регулирование из-
изменением частоты вра-
вращения (рис. 6.15, а) позволяет
работать при достаточно высоких
значениях КПД, но его возмож-
возможности для характеристики сети 1
также невелики, так как произво-
производительность может быть уменьшена
только до точки В.
дросселированием и а в с а-
Регулирование
с ы в а и и и (рис. 6.15, б) осуществляется с помощью дроссельного
устройства, располагаемого перед входом в компрессор. По мере
прикрытия дросселя характеристики компрессора сдвигаются в сто-
сторону меньших расходов с одновременным уменьшением отношения
давлений и КПД. Таким способом можно уменьшить производитель-
производительность до точки Г. Энергетическая эффективность дросселирования на
всасывании выше, чем дросселирования на нагнетании, но уступает
регулированию изменением частоты вращения.
Регулирование закруткой потока при
входе в колесос помощью входного регулирующего аппа-
258

.рата (ВРА) получило широкое распространение в центробежных
компрессорах паровых холодильных машин (рис. 6.16). Закрутка
потока по вращению колеса на угол 6Х > О вызывает появление по-
0,1
0/4
0,1В
0,22 0,26 0,3 0,34 0,36 Мсни
Рис. 6.16. Характеристики ступени центробежных компрессоров при регулировании
с помощью ВРА
er=0
a)
/
•- 6
у]
/
\Cf
Uf CfU>0 uf C,u-Q 'h (
Phc. 6.17. Треугольники скоростей при регулировании с помощью ВРА: а — боль-
большая производительность; б — малая
ложительной проекции скорости сх на окружное направление сЬ1 > О
и значит <piM > 0 (рис. 6.17). При этом в соответствии с уравнениями
F.81), F.83), F.85) коэффициент мощности А/, теоретическая /, и
внутренняя lt удельные работы будут уменьшаться. Вследствие этого
9* 259

уменьшится и отношение давлений в ступени. Это особенно заметно
при высокой производительности (рис. 6.17, а), когда с1и достигает
наибольших значений.
По мерс снижения производительности (рис. 6.17, б) величина
проекции с1и > 0 становится меньше, поэтому параметры Л/, 1Э и lt
приближаются к своим значениям при отсутствии закрутки потока,
когда 0! = 0. Вследствие этого характеристики ступени смещаются
в сторону меньших значений производительности (см. рис. 6.16).
Относительная скорость wlt а значит и потери в колесе при поло-
положительной закрутке потока уменьшаются, поэтому при малых 82 >
> 0 КПД ступени может даже несколько увеличиваться по сравне-
сравнению с КПД при 02 = 0. При больших 0Х из-за потерь в ВРА КПД
ступени уменьшается.
Закрутка потока против вращения на угол 0Х < 0 вызывает
появление отрицательных с1и <0 и <р1и < 0. Вследствие этого '/,
/э и lt увеличиваются. Так как при этом относительная скорость^
тоже увеличивается (рис. 6.17, а), а с нею возрастают и потери в ко-
колесе, то КПД ступени снижается. Регулирование с помощью ВРА
позволяет уменьшить производительность компрессора до точки Д
(рис. 6.14, а), что соответствует уменьшению производительности
до 40—45 % от номинальной. Важно отметить, что при регулирова-
регулировании с помощью ВРА отношение давлений с уменьшением производи-
производительности также уменьшается (см. рис. 6.16), поэтому этот способ
благоприятен для характеристики сети /. ВРА устанавливаются
почти на все отечественные холодильные центробежные компрессоры.
Регулирование поворотом лопаток диф-
диффузора позволяет уменьшить производительность ступеней до
5—10 % от номинальной. На рис. 6.18 представлены характеристики
центробежной ступени при углах установки лопаток диффузора
«зл = 20-5-5°, причем в принципе возможно дальнейшее уменьше-
уменьшение а8л до 2—3°. Максимальный КПД ступени при уменьшении а3л ■
снижается в основном за счет увеличения потерь в колесе при его
работе с большими углами натекания на лопатки. При очень малых
углах а3л (а3л = 54-8°) потери в лопаточном диффузоре также
несколько возрастают. Отношение давлений в ступени при регули-
регулировании поворотом лопаток диффузора зависит от величины лопа-
лопаточного угла р2л. При р2л = 15-г45° с уменьшением а8л отношение
давлений возрастает. Это объясняется тем, что коэффициент теоре-
теоретической работы ф2и таких колес увеличивается с уменьшением коэф-
коэффициента расхода ф2г (рис. 6.9). При р2л = 60° отношение дав-
давлений примерно постоянно, так как небольшой для такого р2л рост<р2ц
.с уменьшением расхода компенсируется увеличением потерь в колесе
и диффузоре при малых а4л. При р2л = 90° по той же причине отно-
отношение давлений падает при уменьшении а3л. При работе на сеть
с характеристикой i, вдоль которой л с уменьшением производи-
производительности снижается, КПД ступени с колесом р2л == 45° (рис. 6.18)
будет близок к максимальному только при больших азл (а3л —
= 14-г20°). С уменьшением а3л КПД в точке совместной работы
ступени и сети будет ниже максимального. Из сопоставления харак-
260

теристик, приведенных на рис. 6.16 и 6.18, видно, что вследствие
этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА,
п той же ступени, регулируемой поворотом лопаток диффузора,
при работе на сеть с характеристикой 1 будет примерно одинаковым,
несмотря на то, что максимальные КПД у ступени с ЛД на 2—4 %
выше, чем у ступени с БЛД. Это показывает, что сравнение эффек-
эффективности различных способов регулирования производительности
возможно только при совместном рассмотрении характеристик ком-
компрессора и сети, на которую он работает.
0,7
0,3
"яг
2,2
ь
—--—
1
5°
1
8
>
1—*
11
11
\
/
г
1
Ui
*
Ч
20
г%2
\
1
o,f
0,14
0,18 Q,2Z
0,26
0,3 0,34 Мену
Рис. 6.18. Характеристики ступени центробежного компрессора при ре-
регулировании поворотом лопаток диффузора
Комбинированное регулирование про-
производительности позволяет получить наилучшие пока-
показатели компрессора при работе на сеть с заданной характеристикой.
Так, если одновременно с уменьшением угла а3л (рис. 6.18) снижать
частоту вращения ротора, то можно обеспечить работу ступени на
сеть 1 с максимальным КПД. Необходимое для этого уменьшение
частоты вращения находится в пределах 5—10 °/6 от номинальной.
При малых а3л максимальный КПД ступени может быть дополни-
дополнительно увеличен, если с помощью ВРА закрутить поток в направле-
направлении вращения колеса. При этом возрастает угол рх на входе в колесо
(см. рис. 6.17), уменьшается угол натекания на лопатки i1 = |51Л — рА
и, следовательно, потери в колесе. Такое комбинированное регули-
регулирование позволяет получить более высокие значения КПД (на 5—
261

10 %) при наибольшей глубине изменения производительности и яв-
является перспективным для центробежных компрессоров холодиль-
холодильных машин. /
При эксплуатации холодильных машин часто возникают колеба-
колебания температуры окружающей среды, например сезонные, и связан-
связанные с ней температуры и давления конденсации. Если при этом не-
необходимо поддерживать постоянными температуру кипения и холодо-
производительность, то с уменьшением давления конденсации отно-
отношение давлений я и массовая производительность G будут умень-
уменьшаться, так как удельная холодопроизводительность будет возра-
возрастать (см. рис. 6.14, в, где до — i{ — /3' > <?о = h — *з). В резуль-
результате характеристика сети представится линией 2 (см. рис. 6.14, а^
6.16, 6.18).
Как видно из рассмотренных примеров, область, в которой могут
лежать характеристики сети холодильных машин, при одновремен-
одновременном изменении холодопроизводительности и температуры конден-
конденсации располагается левее линии 2 (см. рис. 6.14, а) и весьма обширна.
Поэтому применение наиболее эффективных способов регулирования'
приобретает особое значение, так как позволит значительно повы-.
сить КПД компрессора при его работе на сеть.
Расчет парового холодильного центробежного компрессора. По
заданным температурам теплоносителя при входе Т$1 и выходе Ts2
из испарителя определяется температура кипения рабочего вещества
Т0*(Т$1-\-Т82)/2-Ои. F.124)
По заданным температурам окружающей воды (или воздуха для
воздушных конденсаторов) при входе Twl и выходе Tw2 находятся
температура конденсации рабочего вещества
Ttt(Twl + Tw2)/2 + 0K. F.125).
В этих формулах температурный напор принимается таким:
6И =?= 5-~7 К для водяных и 0K = 7-—12 К для воздушных конденса-
конденсаторов. Перегрев пара при входе в центробежный компрессор обычно
невелик (АТи = Зч-5 К), температура пара при входе равна
Тя = Т0 + АТиъТ1 F.126)'
Полученных данных достаточно для того, чтобы построить цикл
холодильной машины.
Цикл с однократным дросселированием
представлен на рис. 6.19, я. Давление при входе в компрессор рп
меньше давления кипения из-за гидравлических потерь в испарителе
и трубопроводе. Это можно учесть приближенно, приняв, что рн
равно давлению насыщения при температуре на 1—2° более низкой,
чем То. По той же причине конечное давление рк при выходе из ком-
компрессора будет выше, чем давление конденсации ркл. Оно находится
аналогично. Выходной лопаточный угол колес принимается заранее
и по рис. 6.11 оценивается значение политрошюго КПД. Изоэнтроп-
ный КПД определяется по формуле F.49), в которой я = pl{/pH>
a ky находится из F.35). Действительный перепад энтальпий в ком-
262

прессоре определяется из F.48): /к — iH = (iKJi — *н)/ти« После
этого по формулам F.33) и F.34) уточняется значение ky.
Определение числа ступеней проводится с учетом ограничений,
определяемых требованиями газодинамики и прочности дисков рабо-
рабочих колес. По условиям газодинамики холодильные центробежные
компрессоры с радиальными колесами могут эффективно работать
при Mw < 1,1-т-1,4, причем меньшим р2л ф2л = 15 ~~32Э) соответ-
Рис. 6.19. Сх'смы ri циклы паровых холодильных машин с центробежными компрес-
компрессорами: а~ с однократным дросселированием; б — с двукратным
ствуют большие Ми (Ми < 1,2 ч-1,4), а большим р2л (Ргл = 45--т-
4-90) — меньшие М„ (М„ < 1,1 —1,2). По условиям прочности дисков
окружная скорость на наружном диаметре колеса для стальных или
алюминиевых колес должна быть iu < 300—350 м/с, а для колес
из титановых сплавов и2 < 400^-450 м/с. Поэтому сначала прини-
принимают число Мц для первой ступени, по формуле F.67) определяют
скорость звука в точке н и затем находят окружную скорость и* =
= №и<2н. Для высокомолекулярных рабочих веществ с низкой ско-
скоростью звука — хладонов—обычно и2 < 200 м/с, для низкомоле-
низкомолекулярных рабочих веществ с высокой скоростью звука (аммиака,
пропана), получаемая из условий газодинамики окружная ско-
263

рость часто превышает допустимую по условиям прочности. В этом
случае и2 снижается до допустимых значений и рабочее число Мц
становится меньше. Число ступеней определяется из выражения
F.127)
где % — коэффициент мощности, определяемый по формуле F.82),
т. е. без учета закрутки потока при входе в колесо. Величины A +'
+ Р,ф + РТр) и ф2ц, входящие в формулу F.82), определяются по
графикам рис. 6.11 или рассчитываются по формулам F.91), F.93)
и F.75).
Выражение F.127) справедливо в том случае, когда все колеса
имеют одинаковую геометрию и работают при одних и тех же коэф-
коэффициентах расхода и теоретической работы. Это соответствует тре-
требованиям унификации дисков колес, которые отличаются только
шириной. Если приходится применять колеса одинакового диаметра,
но с разными р2л, то необходимо пользоваться зависимостью
E/SX/ = ('k-Ih)/«2. F.128)
решить которую относительно zCT можно методом последовательных
приближений. Полученное значение zCT округляется до наибольшего
целого числа, после чего численное значение окружной скорости
уточняется с помощью выражений:
Щ = V(iK — *"h)/(ZctX) или и2 = К (|'к — *н) / S /-*Х/-
По заданной холодопроизводительности определяется массовая
производительность центробежного компрессора
G = Q»/(i«-h), F.129)
которая в.цикле с однократным дросселированием будет одинаковой
для всех ступеней.
Процесс сжатия н—к в компрессоре полагается политропным.
Линия процесса строится по точкам, положение которых опреде-
определяется расчетом. По формуле F.41) находится теплоемкость поли-
тропного процесса с„оя для всего компрессора по известным темпе-
температурам и энтропиям в точках н и /с. Затем, задавшись несколькими
значениями температур Tt в промежуточных точках, взятых про-
произвольно, определяют их энтропии st из выражения"
*г = *н + с1ЮЛ\п(Тг/Тп), F.130)
, Точки наносятся на поле диаграммы состояния и соединяются
плавной линией.
Другой способ построения линии процесса основан на примене-
применении зависимости F.45). По заданному т)пол определяют условный
показатель политропы из выражения F.47) и затем, задавая давле-
давления в произвольных промежуточных точках, находят плотности
по формуле
Pi = pH(/V/?HI/rty. F.131)
У многоступенчатого односекционного центробежного, компрес-
компрессора, не имеющего промежуточного охлаждения или подсоса пара,
264

параметры пара при выходе из предыдущей ступени и входе в после-
последующую одинаковы, т. е.
*к/ = *и /+1 И /,*/ = /к /—Ь . F.132)
здесь и в дальнейшем / — номер ступени.
Энтальпия пара между ступенями определяется для такого ком-
компрессора из соотношения
С, = Ц /+| = Ц + 2 (/,)„ = Й + 2 Xntit, F.133)
где (lt)n — внутренняя работа n-й ступени, (lt)n = iU — Й„; х* —
коэффициент мощности n-й ступени.
Для определения размеров рабочих колес необходимо знать
безразмерные плотности &У2/ = P2//pi!/ и /&>/ = po//pi5/. Плотность пара
при выходе из колес p2j определяется по диаграмме состояния. По-
Положение точек 2/ находится по перепаду энтальпий, определяемому
с помощью коэффициента реактивности й(ц*_2)/ F.95)
«2/ = *н/ + й(н*-2) / (/|)/ = <н/ + Й(и*-2)/ %/ul\ FЛ 34)
S -2) / (/i)/. F.135)
/ + (
п—1
При расчете с помощью формул F.134), F.135) сделано допуще-
допущение, что параметры торможения в точках Hj и Kj можно считать
примерно равными статическим параметрам из-за малости скоростей
пара в этих сечениях. Плотности пара в сечениях 0 и 1 с приемлемой
точностью можно определить, полагая процессы н—0 и 0—1 изоэн-
тропными. Для этого определяется /о = j'S — £б/2 и находится поло-
положение точки 0 на пересечении линий i'o = const и sH = const. После
этого определяется р0. При /?с = 1,0—-1,1 допустимо считать р! ^ р0.
Аналитический способ определения плотностей основан на ис-
использовании метода условных температур. Для этого необязательно
строить линию политропного процесса сжатия. Энтальпия торможе-
торможения в точке «, для которой уже известна условная температура,
определяется по формуле
H=osRT;tU. __ F.136)
По величине она может отличаться от энтальпии, взятой из диаграмм
или таблиц на величину постоянной энтальпии, которая для разных
таблиц или диаграмм может быть различной. Важно, что разности
энтальпий, вычисленных по формуле F.136) и найденных из таблиц
или диаграмм, будут одинаковы. Это обеспечивается при определении
условного показателя изоэнтропы по зависимостям F.33)—F.35).
Условные температуры в точках 27 находятся после определения
энтальпий t2j по формулам F.134) и F.135)
Tj2j = in!(oaR), F.137)
После этого по уравнению политроны определяются плотности
п/)^пу'11 F.138)
265

Плотности ро/ определяются аналогично
fyo/ = Ty.uf^clf/BasR); F.139)
Ро/ = Рн/ (^уО/Уг;. в /I/(*у-^ F.140)
Необходимо отметить, что величину ^0/ требуется знать для
нахождения £>0 по формуле F. 102), т. е. раньше, чем известна ско-
скорость с0. Поэтому сначала принимается, что kv0} = 0,96 4-0,99,
причем большим скоростям соответствуют меньшие kvojt а затем
скорости ^ находятся из уравнения расхода
F.141)
где FOj — площадь входного сечения колеса, FOj = 0,25я (£>§/ — do/).
После этого определяются плотности рО/Из уравнений F.140)., а затем
уточняются принятые значения /?t.0/.
Цикл с двукратным дросселированием
(рис. 6.19, б) рассчитывается в два этапа. Сначала строится цикл
с однократным дросселированием и по выбранной геометрии рабочих
колес определяется число ступеней. Затем ступени группируются
в секции. Если холодильная машина имеет несколько испарителей
с разными температурами кипения, то границы секций определяются
давлениями насыщения в них.
Давление нагнетания первой секции и всасывания второй будет
ниже, чем р011, на величину гидравлических потерь. Массовые
расходы вещества через оба испарителя определяются по формулам:
-«. F.142)
Массовая производительность первой секции компрессора равна
расходу вещества через первый испаритель
G/ = GH/.
Массовая производительность второй секции определяется из
уравнения материального баланса
|)/(l-jr)f F.143)
где х = (i5 — *6)/0*8 — h) — степень сухости влажного пара, обра-
образовавшегося после первого дросселирования.
Параметры пара при всасывании второй секции в точке нп
определяются из уравнения теплового баланса с учетом смешения
пара, выходящего из первой секции с насыщенным паром, образо-
образовавшимся после дросселирования и во втором испарителе
'и // = 'в (х + GH n/Gjj) + iK!GnI!GfI. F.144)
После того как точка ни найдена, определяют новое положение
точки ки. Геометрия колеса (или колес, если их несколько) и КПД
второй секции уже известны из первого этапа расчета. Поэтому
необходимо уточнить давление нагнетания pRlI = pR и найти
266

новое положение точки /с7/. Повышение энтальпии вещества во
второй секции равно
п п
Ai7 = к П — к //==11 (//)/ = S %;*%* F.145)
/1 /1
где п — число ступеней во второй секции. Изоэнтропный перепад
энтальпий определяется из F.48) А*//« ^ |#к//«— hm^
= (<к//— <н//) *Ь где Tjs рассчитывается по F.49), а пц =
= Рнц/pnii- Из точки «/7 проводится линия s = const и на ней
находится точка /c//s, которая определит уточненное давление на-
нагнетания рК и = рк. Оно будет несколько выше давления /?к, при-
принятого на первом этапе расчета, так как после учета смешения по
F.144) температура и, значит, скорость звука в точке ни снизились.
При неизменной окружной скорости и2 это соответствует переходу
на более высокое значение Л1Ц, при котором зх/7 будет выше. Обычно
это превышение незначительно и может быть скомпенсировано выбо-
выбором меньшей разности давлений рк — pKJl на первом этапе расчета.
Положение точек 2;-, определяющих состояние пара при выходе из
колес в пределах каждой секции, находится так же, как и для цикла
с однократным дросселированием. При расчете цикла с двукратным
дросселированием и одним испарителем в формулах F.142)—F.144)
нужно положить Qo// = О, GH// = 0. После расчета циклов и опре-
определения параметров пара при входе и выходе из колеса каждой
ступени проводится расчет геометрических размеров рабочих колес
диффузоров и других неподвижных элементов проточной части рас-
рассмотренными ранее методами. В соответствии с требованиями уни-
унификации в пределах одного корпуса все колеса и покрывающие диски
выполняют, как правило, одинаковых диаметров D2 и £>0, а измене-
изменение площади Fq от колеса к колесу осуществляется за счет увеличе-
увеличения диаметра втулки d0.
Конструкции холодильных центробежных компрессоров. Пропа-
новый четырехступенчатый компрессор ТКП-435 (рис. 6.20) разра-
разработан во ВНИИхолодмаше и изготавливается на Казанском ком-
компрессорном заводе (ККЗ). Корпус / литой с горизонтальным разъемом.
Компрессор выполнен двухсекционным, поэтому в нижней половине
корпуса имеются два всасывающих и два нагнетательных патрубка.
Ротор 5 вращается в подшипниках скольжения: опорно-уиорном 2
и опорном 9. Рабочие колеса 4 радиального типа, закрытые с загну-
загнутыми назад лопатками р2л < 90е. Диффузоры 7 — безлопаточные.
Секции расположены оппозитно, так что всасывающие отверстия
колес каждой секции направлены в противоположные стороны. Это
позволяет уменьшить осевые силы, передаваемые на опорно-упорный
подшипник, и избежать применения разгрузочного поршня. Перед
входом в каждую секцию установлен входной регулирующий аппа-
аппарат (ВРА)З. Неподвижные элементы проточной части — диффузоры—
и обратные направляющие аппараты расположены в пакетах диаф-
диафрагм 6. Диафрагмы литые и тоже имеют горизонтальный разъем.
В центральных частях диафрагм, прилегающих к валу и покрыва-
покрывающим дискам колес, устанавливаются лабиринтные уплотнения.
267

268

О
ex
5
>
s
3
ас
ex
I
3
8
i
269

Сборные выходные камеры — улитки 8 — выполнены непосредственно
в отливке корпуса. Торцовое уплотнение 10 препятствует утечке
хладагента в атмосферу. Масляная система компрессора герхметич-
ная, так как масло находится в контакте с хладагентом.
Хладоновый двухступенчатый компрессор для водоохлаждающой
холодильной машины тоже разработан во ВНИИхолодмаше и изго-
изготавливается на ККЗ (рис. 6.21). Особенностью его конструкции яв-
является неразъемный корпус 13 цилиндрической форхмы, в котором
осевой сборкой размещаются детали компрессора. Внутренние по-
полости диафрагм 9—11 образуют проточную часть компрессора. Ро-
Ротор 8 вращается в опорно-упорном 7 и опорном 12 подшипниках
скольжения. На роторе располагаются разгрузочный поршень —
думмис 6 и рабочие колеса 5 закрытого типа с лопатками, загнутыми
назад. Для обеспечения осевой сборки компрессора рабочее колесо
первой ступени установлено на шлицах. Перед первой ступенью
расположен входной регулирующий аппарат 4. Диффузоры — без-
лоиаточные. Промежуточный подсос пара во вторую ступень осуще-
осуществляется через специальный патрубок корпуса и внутреннюю по-
полость диафрагмы 10, соединенную отверстиями с выходным участком
ОНА первой степени. Мультипликатор 3 — встроенный планетарного
типа с заторможенным корпусом сателлитов 2. Коронная шестерня /
соединена с тихоходньш вало*м, а центральная шестерня 15 — с ро-
ротором компрессора. Торцовое уплотнение 14 расположено на ти-
тихоходном валу, что увеличивает надежность его работы.
Преимуществом такой конструкции компрессора является по-
повышение качества сборки, так как центровка деталей обеспечи-
обеспечивается «технологически» за счет обработки соосных цилиндриче-
цилиндрических поверхностей деталей за одну установку. Применение встроен-
встроенного мультипликатора позволило уменьшить металлоемкость и га-
габаритные размеры компрессора.
§ 6.3. Осевые компрессоры
Осевой компрессор (рис. 6.22) состоит из входного устройства 1,
с помощью которого газ подводится к входному направляющему
аппарату (ВНА) 2. ВНА придает потоку необходимое направление
движения, после чего он поступает на рабочее колесо (РК) 3. От ло-
лопаток РК к газу подводится механическая энергия, вследствие чего
его давление возрастает. В ступенях с коэффициентом реактив-
реактивности Q < 1 скорость газа в РК также увеличивается, а при Q = 1
она остается практически постоянной по величине, иЗхМеняясьтолько
но направлению. Из РК газ поступает в направляющий аппарат
(НА) 4, в котором происходит изменение направления движения
потока. В ступенях с Q <1 в НА также происходит уменьшение
скорости и повышение давления, а при Q = 1 скорость в НА иЗхме-
няется только по направлению. При выходе из последней ступени
газ проходит спрямляющий аппарат (СА) 5, который придает вы-
выходной скорости осевое направление. Обычно СА выполняют сов-
270

мешенным с НА последней ступени. Из СА сжатый газ поступает
в выходное устройство 6.
Ступенью осевого компрессора принято считать РК и располо-
расположенные за ним НА (рис. 6,23, а). Элементарной ступенью осевого
компрессора называют ступень, расположенную *между дву*мя соос-
ными цилиндрическими поверхностями, радиусов г и г + dr. Раз-
Развертка одной из этих поверхностей на плоскость и треугольники
скоростей для двух ступеней с различнЫхМ коэффициентом реактив-
реактивности представлены на рис. 6.23, б, в. Видно, что РК и НА представ-
представляют собой лопаточные решетки, составленные из аэродинамических
профилей, установленных под определенными углами. Решетка PR
движется относительно ре-
решетки НА со скоростью и.
Углы установки профилей
выбираются такими, чтобы
вход потока в решетку был
безударным и сопровождался
наименьшими потерями.
Работа, подведенная к
РК, может быть найдена из
формулы F.10) с учетом то-
того, что и2 = их = и
= 0,5 (»?-«£)+ 0,5 X
х D - с?);
Рис. 6.22. Схема осевого компрессора
она меньше работы ступени центробежного компрессора. Поэтому
число ступеней осевого компрессора всегда больше числа ступеней
центробежного при тех же параметрах. Отсутствие поворотов газа
в радиальной плоскости и связанных с ними потерь позволяет полу-
получить более высокие КПД осевых компрессоров ц*8 = 0,84 -М),89 по
сравнению с центробежными. Из F.9) для РК элементарной ступени
осевого компрессора можно записать
2
Из F.19) для РК находим уравнение
i2 - i{ = 0,5 К - а®.
Для НА подобные уравнения имеют вид
о
J vdp = 0,5 (cl - с?) — /r2-3;
2
/з - f2= 0,5 (d-.<£). " F.146)
Уравнения моментов количества движения найдем из F.58)
- F.147)
271

Для ступени в целом можно записать
3
1 = и(С2В~-С\а)~ J ydp + 0,5 {c\ — c\) + lr\-£
Л", + 0,5 (^| — с?).
ППП15
F.148)<
Рис. 6,23. Ступень осевого компрессора: а — схема ступени; б — сту-
ступень с Qj_2 = 0,5; в—ступень с Q^2 — 1>0
Из F.146) видно, что х\ = |'з. Тогда F.148) можно переписать так:
Энтальпия торможения в относительном движении определяется
выражением, подобным F.23)
Г* = i + ш72.
272

Из F.20) следует, что для сечений при входе и выходе из РК
Значит для элементарной ступени осевого компрессора, у которой
Uz = цх = и, энтальпия торможения в относительном движении
постоянна по длине канала РК:
7* =7* =7* = const-
Безразмерные параметры осевого компрессора. Характерным
геометрическим размером для ступени осевого компрессора считается
наружный диаметр Dn (рис. 6.23, я), характерной скоростью —.
окружная скорость ип на диаметре DLl. Для элементарной ступени
характерным считаются диаметр D и соответствующая ему окруж-
окружная скорость и.
Безразмерные скорости, условный коэффициент расхода, местные
и условные числа Маха определяются но формулам, аналогичным
F.61)—F.64) и F.66)—F.70), в которых вместо и2 записывается и
или мн.
Коэффициент расхода определяется но осевой (расходной) соста-
составляющей скорости. Для элементарной ступени
Фг = cju
в общем случае изменяется по радиусу, поэтому для ступени в це-
целом используют коэффициент расхода
Условная осевая скорость определяется по плотности торможе-
торможения при входе в ступень
Связь между условными коэффициентами расхода устанавли-
устанавливается зависимостью
где v = DBT/DH — относительный диаметр втулки.
Коэффициенты теоретической и изоэнтропной работ элементар-
элементарной ступени
i|)T = //u2; ♦I = «/a2 = riI*r.
Для ступени в целом
Коэффициент реактивности элементарной ступени осевого ком-
компрессора определяется так же, как и центробежной -
Qi_* = (i2 - М)/(Й - «0 = 1 - D - с\I{21) =
27»

При си = с2г =■ сг> если учесть F.147), найдем из треугольников
скоростей (см. рис. 6.21, б, в)
р,_2 = 1 _ D - с?и)/B/) = 1 - (с2и + ciu)/2u =
= 1—0,5 (ctg a2 + ctg otj) ф2.
Из треугольников скоростей (см. рис. 6.23, б, в) видно, что cU( -~
— и — г2 ctg Pi и c2u = а — с2 ctg р2- С учетом этих соотношений
Qi_2 = 0,5 (ctg p, +ctgp£)q>,.
В компрессоростроении получили распространение осевые сту-
ступени с коэффициентами реактивности 0,5 < йи2 < 1Д Анализ
геометрии решеток РК и НА и треугольников скоростей показывает,
что у ступени с ЙЬ2 = 0,5 уменьшение скорости и значит повышение
давления происходит в РК и НА в равной степени. У ступени с
^1-2 ~ 1,0 в НА скорость остается постоянной по величине, изменяясь
лишь по направлению, поэтому давление в НА практически не
изменяется. Уменьшение относительной скорости и повышение
давления происходит только в РК.
Ступени с Qx_2 = 0,5 при одних и тех же и имеют много меньшие
относительные скорости wu чем ступени с Q1^= 1,0. Из-за этого
уровень чисел М^ у них ниже. Превышение Mwl свыше не-
некоторого Мкр = 0,9—0,95 приводит к ухудшению характеристик
ступени. При одинаковых М1ф ступень с Qx-2 = 0,5 будет иметь
значительно большие и и удельные работы. Поэтому ступени с £V2 =
= 0,5 позволяют получить большие отношения давлений, чем сту-
ступени с Qj_2 = 1,0. Недостатком ступеней с Qi_2 = 0,5 является кру-
крутая характеристика и более узкий диапазон работы, чем у ступеней
с Й!_2 = 1,0. Значения КПД при оптимальных режимах работы
у ступеней с й^ ~ 0,5 и 1,0 практически одинаковы и могут дости-
достигать rjs — 0,92 -г0,95. В стационарных осевых компрессорах при-
применяются ступени с Qx_2 = 0,5-т-0,75, в транспортных, в том числе
авиационных, — ступени с Q^ ^ 0,5.
Регулирование осевых компрессоров может проводиться теми же
методами, что и центробежных. Перспективным методом регулиро-
регулирования является поворот лопаток НА, который эквивалентен комби-
комбинированному регулированию центробежной ступени одновременным
поворотом лопаток ВРА и ЛД.
Расчет осевого компрессора. В настоящее время существует не-
несколько методов расчета, из которых наибольшее распространение
получили два метода. Метод плоских решеток, или метод ЦИАМ
[48J, основывается на использовании экспериментальных данных,
полученных при продувке плоских неподвижных решеток профилей
на специальных аэродинамических стендах. Метод модельных сту-
ступеней, или метод ЦКТИ [12 J, основан на использовании экспери-
экспериментальных характеристик модельных ступеней, отработанных на
специальных стендах.
Исходными данными для расчета являются данные о сжимаемом
Ееществе, параметры торможения при входе в компрессор /?5, Т^
274

давление торможения при выходе из компрессора р* и секционная
массовая производительность G. Из атласа характеристик [12]
выбирается тип модельной ступени, из основании которой будет
создаваться компрессор. Допустим, что выбрана ступень ЦКТИ
К-50-1 с Qi_2 =^ 0,5 (рис. 6.24). Определяются значения Л\и и услов-
условный коэффициент расхода первой ступени <ргу1, который следует
выбирать в точке максимума КПД или вблизи нее на правой ветви^
характеристики. Оптимальным режимам работы соответствуют <р2у1 =*
= 0,4 4-0,5. Скорость потока при входе в лопаточный аппарат ком-
прессора
где
Си = «нфгу1,
ип = ип1 = М„ан — окружная
скорость на наружном диаметре пер-
первой ступени.
Коэффициент изоэнтроиности про-
процесса во входном устройстве, тече-
течение в котором конфузорно, т. е~. про-
проходит с увеличением скорости, при-
принимается в пределах
ZBX = a,/aiJX== 0,90 4-0,95.
Температура и плотность газа при
выходе из конфузора
0,25
0,20
- &
!
ь
1
ч
0,73^
1
0,67
К
\\\
0,4
0,5
где число
конфузоре
p*n = (T'H/TZf**-1, F.149)
политропы во входном
0,9
0,8
1
§
!
0,81 \
11
Mu—0U4+t
\\ 0,67
\w
\\\
\\\
\\\
0,5
0,6
Рис. 6.24. Характеристики модель-
модельной ступени осевого компрессора
Давление торможения при выходе из конфузора
Наружный диаметр РК первой ступени
F.150)
-vf)], .
где vx = DDTi/DHl — относительный диаметр втулки, v2 ^ 0,5 -Ь0,6,
Высота лопатки первой ступени
/l = 0,5DIll(l-v1): " F.151)
Условный коэффициент расхода может быть одинаковым для всех
ступеней фгу/ = const ^ибо линейно уменьшается так, что
К ■$*-< 1,15,
Скорость газа при выходе из лопаточного аппарата компрессора
с'к s= ц>ХуПин. Коэффициент изоэнтропности процесса в выходном
275

устройстве, течение' в котором диффузорно, а скорость — умень-
уменьшается, принимается в пределах
ZMX = aBM1Afi = 0,6-7-0>7.
Число политропы в выходном диффузоре
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения
предварительно принимается в пределах rfs = 0,84—0,88. Темпе-
Температура и плотность торможения при выходе из компрессора
где я* ='p*JpH — отношение
/давлений торможения в ком-
компрессоре. Остальные пара-
параметры при выходе из лопаточ-
ного аппарата компрессора
т определяются но формулам
типа F.149) и F.150):
Рис. 6.25. Типы проточной части многосту- в современных осевых
пенчатого осевого компрессора компрессорах применяются
проточные части в основном
двух типов (рис. 6.25). Тип / — с постоянным наружным диамет-
диаметром Dn = const и переменным диаметром втулки DbT = var. Ком-
Компрессоров с поточной частью типа / — большинство. Тип // — с
постоянным внутренним диаметром DBT = const и Du = var. Про-
Проточные части типа // применяются в компрессорах с малой объем-
объемной производительностью, чтобы увеличить относительную высоту
//Д„ а с нею и КПД последних ступеней. Если все ступени ком-
компрессора получены подрезкой одной и той же модельной ступени,
то обе проточные части имеют постоянный расчетный диаметр £>,,
равный наружному диаметру этой модельной ступени. Диаметр
втулки последней п-п ступени проточной части /типа
Эвт п = /Dl - 4G/(np;ci). F.152)
(W) ()
Наружный диаметр последней ступени проточной части // типа
Am = YDh + 4G/(jtpk<?k). F.153)
Втулочное отношение и высота лопатки, последней ступени:
Число ступеней определяется из соотношения
П = lknr\
276

где / — удельная работа компрессора, / = *,* — i» = osR (Т£ — Т,*);
£л и йф — коэффициенты, учитывающие уменьшение КПД и коэф-
коэффициента теоретической работы из-за подрезки и взаимного влияния
ступеней, кл = 0,96-1-0,99 и £Ф = 0,94 -=-0,98 (приведенные значе-
значения /?л и /^ являются ориентировочными и в дальнейшем уточняются
при гюступенчатом расчете); ц;ср = 0,5 (n?i + r\U) и ^scp =а '
= 0,5 (ifsi + \|*<„) — средние значения rjj и i|:s.
Посту п енчатый расчет компрессора прово-
проводится одинаково для каждой ступени. Если cp.yj- ^ const, то опре-
определяют условный коэффициент расхода для каждой ступени, приняв
линейный закон его изменения от ступени к ступени. Параметры
газа при входе в последующую ступень принимаются равными пара-
параметрам газа при выходе из предыдущей ступени. Параметры газа
при входе в первую ступень можно принять равными параметрам
при входе в ВНА. Плотность торможения при входе в /*-ю ступень
Площадь при входе в /-ю ступень
По формулам F.152) или F.153) определяются DBT/ или DH/,
а затем по F.151) — высота лопатки 1Г Число Mtt
По характеристикам ступени (см. рис. 6.24) определяются зна-
значения i|:v и r|s/, которые являются исходными. Расчетный коэффи-
коэффициент теоретической работы отличается от исходного
. где k^i = (k^k^x з^дг^о)/ — коэффициент, учитывающий изме-
изменение коэффициента теоретической работы натурной ступени по
сравнению с модельной; /?^м == 0,94-f-0,98 при п = 10 -4-12 — коэф-
коэффициент, учитывающий взаимное влияние ступеней друг на друга
в многоступенчатой машине,
**яв = 0 - 0,045Лнат)/A - 0,045ЛМОД),
А — (sr/K) i^Qi-2"» $r e sr/t = 0,005—0,01 — относительный ра-
радиальный зазор; / — высота лопатки РК; А, = lib — относительная
высота лопатки РК; b — хорда лопатки РК; k^\r — коэффициент,
учитывающий влияние величины и типа подрезки (корневая, пери-
периферийная) на коэффициент теоретической работы (рис. 6.26); k^ —
коэффициент, учитывающий нарушения подобия осевых зазоров
s2 = $Jb,
kqo = ^нат (при $z нат)/^мод (при Sz мод).
Обычно slz =s Soz = 0,2-т-0э5.
Расчетный КПД
277

где kvJ = (kri^kV)Xnk1]Arkr^)j; km = 0,96+0,99 при п =* 10+12 учи-
тывает взаимное влияние ступеней;
*чхв = 0 -0,024£пат)/A -0,024£МОД),
где Б = Г . Sr л 1 V&1-T* а = b/Du — относительная хорда лопатки
РК; fcT)V — учитывает влияние подрезки (рис, 6.26); k^ == т]нат (при
5 г)Д]м(;д (при 52МОД) учитывает нарушения подобия осевых зазоров.
ф . Адиабатный перепад энтальпий
= — в ступени
/./■=■
0,3 0,4 0,5
lucx~i ния в ступени
Отношение давлений торможе-
торможеДавление торможения при вы-
выходе из ступени
0,95
0,90
\
0,2
0,3 Лг
Температура торможения при
выходе из ступени
n/^Tt/ + ts//(OsRr\tPl)>
Отношение давлений торможе-
торможения в лопаточном аппарате
Рис. 6.26. Поправки к коэффициенту
теоретической работы и КПД ступени
Уточне ное значение давления торможения р« при выходе из
компрессора определяется по формулам типа F.149) и F.150).
Отношение давлений торможения в компрессоре
Я* =
Изоэнтропный КПД компрессора по параметрам торможения
•|S — * * .9
/к — /н
где Tt == Tin — температура торможения при выходе из компрес-
компрессора.
Полученные значения я* и г\* сопоставляются с принятыми
в начале расчета. При значительном расхождении расчет следует
повторить. Если расчетное значение я* получается меньше требуе-
требуемого техническими данными, следует увеличить Mtt или число сту-
ступеней.
Конструкция холодильных осевых компрессоров. Осевой компрес-
компрессор газовой холодильной машины ТХЛ1-1-25 (рис. 6.27) состоит из
входного патрубка /, корпуса 3 и выходного патрубка 6. Компрес-
Компрессор — семиступенчатый. Ротор 4 представляет собой ступенчатый
278

279

барабан, на который насажены семь дисков с лопатками, образу-
образующими рабочие решетки ступеней. Лопатки имеют хвостовики тина
«ласточкин хвост», с помощью которых и устанавливаются^ дисках.
Ротор вращается в подшипниках качения: опорном 2 и оиорно-
упорном 5. Направляющие аппараты 8 и спрямляющий аппарат 7
установлены в корпусе, который имеет горизонтальный разъем.
Лопатки направляющих и спрямляющего аппарата устанавливаются
в прорези наружного и внутреннего бандажей, выполненных по форме
лопаток.
Технические данные компрессора таковы: частота вращения п —
= 343 с, отношение давлений я« = 2,17, массовая производитель-
производительность G = 1 кг/с, изоэнтроиный КПД %* = 0,85, число М„ = 0,6,
давление торможения при входе в компрессор рЪ = 0,048 МПа.

Глава 7
АППАРАТЫ ПАРОВЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
По функциональному назначению аппараты паровых компрес-
компрессорных холодильных машин можно разделить на две группы: тепло-
обменные, называемые также основными, и вспомогательные. Глав-
Главным назначением теплообменных аппаратов яв-
является передача теплоты от одной рабочей среды к другой либо
через разделительную поверхность, либо при их непосредственном
контакте. Теплообмен ные аппараты, в частности конденсатор
и испаритель, являются обязательными элементами паровых хо-
холодильных машин; необходимость их применения обусловлена са-
самим принципом работы машины. Включение в технологическую
схему вспомогательных аппаратов не является
принципиально обязательным, но их применение улучшает эксплуа-
эксплуатационные качества холодильных машин, повышает надежность и
экономичность их работы.
Конденсаторы, испарители и другие теплообменные аппараты
в значительной степени определяют массогабаритные и энергетиче-
энергетические показатели холодильных машин. Например, доля испарительно-
конденсаторных агрегатов в общей массе холодильных машин со-
составляет 50—70 %.
Велика роль теплообменных аппаратов в величине энергии, по-
потребляемой холодильной машиной. Это обусловлено необратимыми
процессами, протекающими в них, а именно передачей теплоты при
конечной разности температур между холодильным агентом и внеш-
внешней средой.' Возрастание указанной разности температур, называе-
называемой также температурным напором, вызывает повышение темпера-
температуры конденсации в конденсаторе и понижение температуры кипения
в испарителе, что, в свою очередь, приводит к увеличению удельного
расхода энергии, т. е. расхода энергии на единицу отводимой от
охлаждаемого объекта теплоты.
Кроме указанного термодинамического несовершенства процес-
процессов теплопередачи протекание через аппарат рабочих сред связано
с затратой энергии на преодоление гидро- или аэродинамического со-
сопротивления. На осуществление циркуляции через аппараты холо-
холодильного агента расходуется часть энергии привода компрессора.
На обеспечение движения жидких и газообразных теплоносите-
теплоносителей с нужной скоростью потребляется энергия привода насо-
насосов, мешалок или вентиляторов. Очевидно, эти энергетические
281

затраты должны учитываться при определении удельного расхода
энергии.
Таким образом, теплообменные аппараты существенно влияют на
первоначальную стоимость холодильной машины и на расход энер-
энергии в процессе ее эксплуатации. Отсюда вытекают те специальные
требования, которым должен удовлетворять аппарат в соответствии
с его назначением и особенностями протекающих в нем процессов.
Вместе с тем, можно выделить определенные общие требования,
которые являются исходными при разработке новых и совершен-
совершенствовании существующих конструкций теплообмеииых аппаратов.
К ним относятся: высокая интенсивность теплопередачи, малое гидро-
гидродинамическое сопротивление, простота конструкции, технологич-
технологичность изготовления и дешевизна материалов, компактность и малая
масса, удобство монтажа и ремонта, надежность, соответствие тре-
требованиям охраны труда, соответствие современному технологиче-
технологическому и эстетическому требованиям.
§ 7.1. Типы и конструкции конденсаторов
Общая характеристика конденсаторов. Назначение и классифика-
классификация. Конденсатор служит для передачи теплоты холодильного
агента охлаждающей среде или «источнику высокой температуры».
В общем случае перегретый пар холодильного агента в конденса-
конденсаторе охлаждается до температуры насыщения, конденсируется и
охлаждается на несколько градусов ниже температуры конденса-
конденсации.
По роду охлаждающей среды конденсаторы можно
разделить на две большие группы: с водяным и воздушным охлажде-
охлаждением. К специальным конденсаторам относятся испарители-конден-
испарители-конденсаторы каскадных холодильных машин и конденсаторы с охлажде-
охлаждением технологическим продуктом.
По принципу отвода теплоты конденсаторы с во-
водяным охлаждением делятся на проточные, оросительные и испари-
испарительные. Два последних типа аппаратов называют также конденса-
конденсаторами с водовоздушным охлаждением.
К проточным конденсаторам относятся горизонтальные и верти-
вертикальные кожухотрубные, пакетно-панельиые и элементные. В по-
последние годы проводятся интенсивные исследования опытных
образцов пластинчатых конденсаторов. Полученные результаты
свидетельствуют о перспективности применения этих аппаратов.
Отвод теплоты в проточных конденсаторах о:уществляется за
счет нагрева воды в среднем на 4—8 °С. Движение воды внутри труб
или каналов обеспечивается насосами. В оросительных конденса-
конденсаторах основная часть теплоты отводится также за счет нагрева воды,
кроме того, определенная часть теплоты идет на испарение воды
в воздух. В испарительных конденсаторах обеспечиваются условия
более интенсивного тепломассообмена воды и воздуха, при которых
теплота холодильного агента расходуется на испарение воды и
282

нагрев воздуха. Температура роды, орошающей поверхность тепло-
теплопередачи испарителгного конденсатора, практически ие меняется.
Воздушные конденсаторы делятся на конденсаторы с принуди-
принудительным и со свободным движением воздуха. Первый тип конденса-
конденсатора представляет собой агрегат, состоящий из теплоиередающего
пучка и вентилятора с автономным приводом или с приводом от
электродвигателя компрессора. Конденсаторы со свободным движе-
движением воздуха не имеют вентилятора, они проще в изготовлении и
дешевле, имеют лучшие акустические показатели. В то же время
теплоотдача в них хуже, поэтому они работают при более высоких
давлениях и температурах конденсации. Область применения кон-
конденсаторов со свободным движением воздуха ограничена малыми
холодильными машинами, преимущественно бытового назначения.
При охлаждении водой интенсивность теплопередачи значительно
выше, чем при охлаждении воздухом. По этой причине для машин
средней и крупной производительности до недавнего времени при-
применялись исключительно конденсаторы водяного охлаждения. В связи
с возникшей проблемой сокращения потребления пресной воды
' ряд отраслей промышленности, в том числе и холодильная, осуществ-
осуществляют переход от водяного охлаждения к воздушному.
Требования, предъявляемые к конденсаторам. Высокая эффектив-
эффективность работы конденсатора является непременным условием экономич-
экономичности холодильной машины. Так, понижение температуры конден-
конденсации на один градус (с 30 до 29 СС) для холодильной машины с порш-
поршневым компрессором, работающей при средних температурах ки-
кипения, приводит к уменьшению удельного расхода энергии при-
примерно на 1,5 %. Такой же энергетический эффект достигается при
охлаждении жидкого холодильного агента на 1 °С ниже температуры
конденсации. Из этого видно, что требование высокой интенсивности
процесса теплопередачи является для конденсатора особенно важ-
важным. Для выполнения этого требования необходимо, чтобы кон-
конструкция конденсатора обеспечивала: 1) быстрое удаление конден-
конденсата с поверхности теплопередачи; 2) выпуск воздуха и других
неконденсирующихся газов; 3) удаление масла в аммиачных аппа-
аппаратах; 4) удаление загрязнений со стороны охлаждающей среды;
водяного камня и других отложений в аппаратах водяного охлаж-
охлаждения; пыли, копоти, ржавчины в конденсаторах воздушного охлаж-
охлаждения.
Практика показывает, что выполнить в полной мере все требова-
требования (многообразные и в ряде случаев противоречивые) невозможно.
Максимально полное их выполнение и составляет основы разработки
рациональных конструкций теплообменных аппаратов.
Конденсаторы водяного охлаждения. Для конденсаторов с водя-
водяным охлаждением применяют две системы водоснабжения: прямо-
прямоточную и оборотную. При прямоточной системе вода забирается из
водоема или водопроводной сети и после использования в конденса-
конденсаторе возвращается в водоем или слипается в канализацию. Такой
способ ,имеет ряд недостатков, основными из которых являются:
высокая стоимость водопроводной воды; повышенная затрата энергии
283

чжн
Рис. 7.1. Схема оборотного водоснаб-
водоснабжения
при значительном удалении источника воды от потребителя; необхо-
необходимость в сложных устройствах для забора и фильтрации воды;
возможное загрязнение естественных водоемов.
Широкое и все более возрастающее применение находит система
оборотного водоснабжения, схема которой показана на рис. 7.L
Охлаждающая вода, пройдя конденсатор /, направляется в охлаж-
охлаждающее устройство 7, выполненное в виде градирни или брызгатель-
ного устройства (бассейна). Охлажденная вода забирается насосом 5
и подается в конденсатор. По линии 6 происходит подпитка системы
свежей водой. На схеме показаны элементы холодильной машины:
компрессор 2У испаритель 3 и регулирующий вентиль 4.
Вопрос о применении той или другой системы водоснабжения
решается технико-экономическим анализом с учетом конкретных
условий их применения. Большое
практическое значение имеет
очистка воды, подаваемой в кон-
конденсаторы, от загрязнений и сни-
снижение ее жесткости. Отложение
водяного камня на теплопередаю-
щей поверхности приводит к рез-
резкому снижению коэффициента теп-
теплопередачи, так как теплопровод-
теплопроводность осадка в несколько десятков
раз меньше теплопроводности ма-
материалов, применяемых в аппара-
аппаратах. Для очистки воды от механических, органических и других за-
загрязнений применяют отстаивание, добавление коагулирующих ве-
веществ, сетчатые фильтры различных конструкций. Более сложными
являются методы смягчения жесткой воды. Большой интерес пред-
представляют магнитный и ультразвуковой способы обработки воды,
получившие в последние годы широкое распространение.
На рис. 7.2 показано устройство для магнитной обработки воды,
успешно применяемое на ряде промышленных предприятий 117].
Стальной сердечник 3 с навитыми на него катушками помещен
в трубу 6 из немагнитного материала (коррозионно-стойкая сталь,
латунь). Один конец трубы заглушён, через другой, имеющий уплот-
уплотнение 4, выведены два электрода для подсоединения источника
постоянного тока напряжением 90—ПО В. Устройство монтируется
вертикально, вода в него поступает через нижний патрубок /, про-
протекает через кольцевое пространство между корпусом 2 и внутренней
трубой со скоростью 1—1,5 м/с и уходит через патрубок 5. Количе-
Количество обрабатываемой воды составляет D,7-^-6,9) 10~3 м8/с; потребляе-
потребляемая мощность около 350 Вт.
При использовании воды, обработанной магнитным методом,
на поверхности труб не образуется накипи, соли жесткости выпадают
в осадок, легко смываемый потоком.
Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы. Аппараты этого
типа получили широкое распространение для аммиачных и хла*
доновых холодильных машин в большом интервале производи-
284

телыюсти. Рассмотрим конструкцию аммиачного конденсатора —
рис. 7.3. .
К цилиндрическому кожуху 1 с обеих сторон приварены трубные
решетки 2, в которых развальцованы трубы 6, образующие поверх-
поверхность теплопередачи. К фланцам трубных решеток на болтах при-
прикреплены крышки 3 с внутренними перегородками 20,
Рис. 7.2. Устройство для магнитной обработки воды
\ Л 5 6 7 8 8 19
Рис. 7.3. Горизонтальный кожухотрубный аммиачный конденсатор
Пары аммиака поступают в верхнюю часть кожуха через вентиль 4
и конденсируются в межтрубном пространстве аппарата. Жидкий
аммиак выходит из маслосборника 17 через вентиль 19i Масло, про-
проникающее в конденсатор с парами агента, как более тяжелое и мало-
малорастворимое в аммиаке осаждается в маслосборнике 17 и периоди-
периодически удаляется через вентиль 18. Внутри корпуса приварены пере-
перегородки 7, предотвращающие вибрацию трубного пучка от пуль-
пульсации пара.
Охлаждающая вода подается в нижний патрубок 14, проходит
внутри труб и выходит через патрубок 13. Расположение и коифи-
285

гурация внутренних перегородок в крышках определяет число
ходов, а следовательно, и скорость протекания воды в аппаратах.
Число ходов кожухотрубных аппаратов, как правило, четное и не
превышает восьми.
Конденсатор снабжен Патрубком для присоединения уравни-
уравнительной линии 5, предохранительным клапаном #, манометром Я
гентилем для выпуска воздуха 10, указателем уровня 16. Вентили //
и 15 служат соответственно для выпуска воздуха и слива воды.
В патрубки для воды вварены термометровые гильзы 12.
Поверхностная плотность теплового потока, отнесенная к пло-
площади внутренней поверхности, составляет для таких аппаратов
5800—6500 Вт/м2 при средней логарифмической разности температур
5—6 СС.
Аммиачные конденсаторы применяют также для работы на хла-
доне R22, но большей частью хладоновые машины комплектуются
специальными аппаратами, имеющими некоторые особенности. Для
изготовления теплопередающих пучков хладоновых конденсаторов
применяют трубы из меди МЗ, имеющие наружные накатные или
насадные пластинчатые ребра. Нижняя часть таких конденсаторов
используется как ресивер для сбора жидкости, поэтому ее остав-
оставляют свободной от труб.
Наряду с рассмотренной конструкцией применяются конденса-
конденсаторы с U-образными трубами с одной крышкой или с заваренным
кожухом. Такие аппараты получили название кожухозмеевиковых.
Они проще в изготовлении и надежнее в отношении герметичности,
но в них затруднена очистка труб со стороны воды.
Замена стальных труб медными удорожает конденсатор, но
применение меди, коэффициент теплопроводности которой в 8,5 раз
больше, чем у стали, уменьшает термическое сопротивление стенки
трубы, облегчает накатку ребер и обеспечивает чистоту системы.
Благодаря этим мерам плотность теплового потока, отнесенная
к площади внутренней поверхности, достигает 12 000 Вт/м2 при
разности температур 7—10 °С.
Конструкция горизонтального хладоиового конденсатора по-
показана на рис. 7.4.
Конденсаторы малой производительности имеют, как правило,
кожухозмеевиковую конструкцию. На рис. 7.5 показан конденсатор
КТР-3 с площадью наружной поверхности 3 м2. Восемь U-образных
труб 4 со стальными оцинкованными ребрами развальцованы в труб-
трубной решетке 2. Кожух аппарата изготовлен из стальной цельнотяну-
цельнотянутой трубы / диаметром 194X7 мм и с одной стороны заварен дни-
днищем 5. С другой стороны к кожуху крепится трубная решетка и
чугунная литая крышка 3 с внутренними перегородками и двумя
резьбовыми отверстиями для входа и выхода воды, которая проте-
протекает в аппарате по четырем ходам.
Конденсатор, предназначенный для хладоиовой турбохолодиль-
ной машины, отличается следующими конструктивными особенно-
особенностями (рис. 7.6). Пар подводится к боковому патрубку 4 и далее
через перегородку с отверстиями 3 поступает в межтрубиое про-
286

странство аппарата. Кинетическая энергия поступающего пара
используется для сдува с труб дкпенки образующегося конденсата.
Установка в межтрубном пространстве перегородок 2 препятствует
стенанию конденсата с верхних труб иг нижние, что увеличивает
интенсивность процесса теплопередачи со стороны коиденсирующе-
Хладан
'Рис. 7.4. Горизонтальный кожухо*Р7бный хладоновый конденсатор
I Клодом
Рис. 7.5. Кожухозмеевиковый конденсатор
О s
Рис. 7.6. Конденсатор Турбо холодильной машины
гося хладона. Между трубной решеткой аппарата и его крышкой
расположена камера / с патрубками для входа и выхода воды. Вода
проходит через конденсатор в два хода со скоростью до 2,5 м/с. Очи-
Очистка внутренней поверхности труб осуществляется без предвари-
предварительного отсоединения трубопроводов для подвода и отвода охлаж-
охлаждающей воды.
Указанные меры в сочетании с применением медных оребренных
труб повышают плотность теплового потока до 17 000—23 000 Вт/м2.
287

Вертикальные кожухотрубные конденсаторы. Эти аппараты от-
отличаются от предыдущего типа вертикальным расположением ко-
кожуха и труб (рис. 7.7) и способом распределения воды.
К кожуху 7 с двух сторон приварены трубные решетки 2, в кото-
которых развальцованы гладкие стальные трубы 3 диаметром 57X3,5 мм.
Пары аммиака поступают в межтрубное пространство через
патрубок, расположенный в верхней части кожуха. Конденсат сте-
стекает по наружной поверхности труб и отводится через патрубок,
вваренный иа 80 мм выше нижней трубной решетки. На верхней
I Вода.
11
[Вода
Рис. 7.7. Вертикальный кожухотруб-
ный конденсатор
трубной решетке установлен водораспределительный бак 10 с ци-
цилиндрической перегородкой 1. Устройство крепится болтами к ко-
кожуху и уплотняется с помощью резиновой прокладки 12. Охлаж-
Охлаждающая вода подается сверху в кольцевое пространство водораспре-
водораспределительного бака, откуда через прорези в перегородке поступает
к трубам теплопередающего пучка. В каждую трубу вставлена пласт-
пластмассовая насадка 11, на боковой поверхности которой выполнены
спиральные каналы. Благодаря этим каналам вода стекает пленкой
по внутренней поверхности труб, не заполняя всего их сечения.
Воздухоотделитель подключается к аппарату через патрубок 4>
расположенный на 500—560 мм выше нижней трубной решетки,
так как именно здесь, вблизи уровня конденсата, наблюдается
максимальная концентрация неконденсирующихся газов.
Для периодического удаления масла служит" патрубок 4, изог-
изогнутая трубка которого опущена до трубной решетки. Конденсатор
имеет предохранительный клапан 8, вентиль для выпуска воздуха 9,
манометр 6 и патрубок для присоединения уравнительной линии 5.
288 ■ '

Вертикальные кожухотрубиые конденсаторы применяются для
аммиачных холодильных машин крупной производительности. Основ-
Основное преимущество этих аппаратов — относительная легкость очи-
очистки от загрязнений со стороны воды. Плотность теплового потока,
отнесенная к площади внутренней поверхности, составляет 4700—
5200 Вт/м2; площадь поверхности теплопередачи серийных конден-
конденсаторов находится в пределах 50—250 м2.
Пакетно-панельные конденсаторы. Работа по совершенствованию
технологии изготовления аммиачных теплообменных аппаратов,
а также стремление к замене бесшовных труб более дешевым листо-
листовым прокатом привели к созда-
о)
нию панельных конструкций и,
в частности, пакетно-панельных
конденсаторов — рис. 7.8.
Аппарат состоит из несколь-
нескольких секций, основным элемен-
элементом которых является панель 2. Аммиак
Исходным материалом для из-
изготовления деталей панели яв-
является листовой прокат тол-
толщиной 2,5—3 мм. Каждая па-
панель образована двумя одинако-
одинаковыми листами, на которых при
помощи гибочного штампа обра-
образованы впадины и выступы.
Листы подлинным кромкам сва-
сварены между собой сплошным
прочноплотным швом, а по
впадинам — точечным швом.
Таким образом, в панели об-
образуется ряд вертикальных каналов /, в которых происходит кон-
конденсация аммиака.
Вода входит через патрубок 3, выполненный в виде коллектора
е отверстиями, проходит между секциями и выходит через патру-
патрубок 4, Последовательное движение воды между секциями обеспечи-
обеспечивается вертикальными щелями между кромкой панели и вертикаль-
вертикальным стояком рамы. Щели располагаются поочередно с правой и
левой стороны смежных секций.
По технологическим и массогабаритным показателям аппарат
близок к горизонтальным кожухотрубным конденсаторам.
Элементные конденсаторы. Унифицированный элемент такого
аппарата представляет собой небольшой кожухотрубиый конденса-
конденсатор из 14 (реже семи или трех) труб диаметром 38X3,5 мм. Не-
Несколько элементов, расположенных один над другим, образуют сек-
секцию. Пары аммиака входят в межтрубное пространство верхнего
элемента, жидкий аммиак стекает в ресивер, расположенный
под каждой секцией. Вода подается в трубное пространство
и в каждом элементе проходит последовательно по нескольким
ходам. •
Рис. 7.8. Пакстно-паиельный конденсатор:
/ — вертикальный канал; 2 — панель: 3, 4 —
патрубки для входа и выхода воды; 5 — пло-
плоская крышка; 6, 7 — паровой и жидкостной
коллекторы
10 П/р И. А. Сакуна
289

Из-за трудоемкости изготовления большого расхода металла
(до 100 кг/м2 поверхности) элементные конденсаторы в настоящее
время промышленностью не выпускаются.
Оросительные конденсаторы. Серийный оросительный аммиачный
конденсатор (рис. 7.9) представляет собой ряд плоских змеевиков
(секций), выполненных из 14 горизонтальных труб диаметром 57X
X 3,5 мм. Пары аммиака через патрубок 2 поступают в распредели-
распределительный коллектор 3 и оттуда в нижние трубы секций. По мере
продвижения вверх аммиак конденсируется и удаляется через
промежуточные отводы в вертикальный стояк 6, откуда сливается
в ресивер 4, соединенный с верхней частью конденсатора уравни-
[вода
k Воздух т
клаалл/
Аммиак
Аммиак п.
Вода
MWVVN
6300
Рис. 7,9. Оросительный конденсатор
тельной линией 5. Подача паров аммиака в нижнюю трубу секции
предотвращает попадание масла в верхние трубы и уменьшает их
термическое сопротивление. Промежуточный отвод конденсата из 4,
8, 10 и 12 труб каждой секции исключает затопление нижней части
змеевика, что также повышает интенсивность теплопередачи..
Вода подается насосом в водоприемный бак 1 и далее в водорас-
водораспределительные желобы треугольного сечения, расположенные над
каждой секцией. Переливаясь через края желоба, вода равномерно
орошает трубы и сливается в поддон. Из поддона часть нагретой
воды удаляется в дренаж, а часть после добавления свежей воды
направляется на рециркуляцию. Расход орошающей воды, включая
и свежую, на каждую секцию составляет 10—12 м3/ч. С целью эко-
экономии свежей воды вблизи оросительного конденсатора сооружают
водоохлаждающие устройства — пруд или градирню.
Конденсатор характеризуется достаточно интенсивной работой:-
плотность теплового потока" составляет 4100—5200 Вт/м2, масса —
40—45 кг на 1 м2 теплопередающей поверхности.
К преимуществам оросительного конденсатора относятся: мень-
меньший расход воды по сравнению с кожухотрубнымн аппаратами;
меньший удельный расход металла; простота в изготовлении и надеж-
надежность в работе. Имеются и существенные недостатки: громоздкость;
290

необходимость установки в открытом пространстве; необходимость
тщательного ухода за водораспределительным устройством; значи-
значительное загрязнение орошающей воды.
Испарительные конденсаторы. В испарительном конденсаторе
(рис. 7.10) в отличие от оросительного вентиляторы обеспечивают
вынужденное движение воздуха снизу вверх, в противоток воде,
стекающей по поверхности теплопередающих труб.
Пары аммиака поступают в форконденсатор 2, затем проходят
через маслоотделитель и направляются в секцию конденсатора 5.
Из нижней части секции жидкий аммиак отводится в ресивер.
Вода из фильтровальной каме-
камеры 7 забирается насосом 6 и по-
подается в орошающее устройство 4,
выполненное в виде трубы с фор-
форсунками или отверстиями. Раз-
Разбрызгиваемая вода стекает в под-
поддон, смачивая всю наружную по-
поверхность основной секции.' Часть
воды испаряется и уносится встреч-
встречным потоком воздуха, который §
обеспечивается вентиляторами /,# ^
установленными на верхнем коифу-
зорном участке кожуха. Свежая
вода для компенсации испарив-
испарившейся поступает в поддон через
поплавковый регулирующий кла-
клапан #, он же служит для поддер-
поддержания постоянного уровня воды,
необходимого для нормальной Рис. 7.10. Испарительный конденсатор
работы циркуляционного насоса.
В форконденсаторе пар холодильного агента охлаждается до
состояния, близкого к насыщению, а главное — происходит конден-
конденсация масляных паров и группирование весьма мелких капель
в крупные. По этой причине после форконденсатора устанавливают
маслоотделитель. Для уменьшения количества уносимой из аппарата
влаги между орошающим устройством и форконденсатором уста-
устанавливается сепаратор 3.
Преимущества испарительного конденсатора: небольшой расход
свежей воды, составляющий 10—15 % от расхода ее в проточных
конденсаторах; компактность; возможность применения в транс-
транспортных холодильных машинах.
Основной недостаток конденсаторов этого типа заключается
в сравнительно низком значении коэффициента теплопередачи, вслед-
вследствие чего увеличивается расход бесшовных труб.
Значение плотности теплового потока существенно зависит от
состояния атмосферного воздуха и в среднем находится в пределах
1400—2300 ВтА\г при разности температур 3 °С.
Воздушные конденсаторы. Конденсаторы с принудительным дви-
движением воздуха. Хладоновые конденсаторы для малых и средних
10* 291

Хладон
Хладов
Рис. 7.11. Воздушный хладоновый конденса-
конденсатор
холодильных машин по конструкции однотипны. Аппарат состоит
из одной или нескольких секций, соединенных последовательно
калачами или параллельно—коллекторами. Секция представляет со-
собой плоский оребрениый змеевик из медных или стальных труб диа-
диаметром от 10 до 30 мм. Ребра стальные или алюминиевые, обычно
прямоугольной формы. Шаг ребер не менее 3,6 мм, в противном
случае происходит быстрое
загрязнение теплопередаю-
щей поверхности.
Пар хладона подводится
сверху к первой секции
или к паровому коллектору
(рис. 7Л1), жидкость отводит-
отводится снизу из последней секции
или жидкостного коллектора.
Как уже отмечалось, в
целях экономии пресной воды
осуществляется переход от водяного охлаждения к воздушному
рядом ведущих отраслей промышленности: энергетической, нефте-
нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической.
Холодильным машинострое-
машиностроением освоен выпуск конденсаторов
на базе аппаратов воздушного ох-
охлаждения горизонтального и зиг-
зигзагообразного типов общепромыш-
общепромышленного назначения. В аппаратах
применены унифицированные би-
биметаллические трубы, состоящие
из стальной гладкой трубы диамет-
диаметром 25X2 мм и наружной среб-
сребри иной трубы из сплава АМг2 с
наружным диаметром ребер 49 мм.
Секция аппарата состоит из четы-
четырех, шести или восьми рядов (по хо-
ходу воздуха) труб, развальцованных
в прямоугольных трубных решет-
решетках и закрытых литыми крышками.
На рис. 7.12 показан аппарат с зигзагообразным расположением
секций, включающий электродвигатель 5, редуктор 6, колесо вен-
вентилятора 7, узел увлажнения воздуха 4> диффузор 3, жалюзи 2
и секции /.
Конденсаторы со свободным движением воздуха. Основное кон-
конструктивное исполнение этих аппаратов — вертикальный или на-
наклонно расположенный ребристый змеевик. Широкое распростране-
распространение получили конструкции двух типов; проволочнотрубные и л исто-
трубные.
Проволочнотрубный конденсатор представляет собой змеевик,
к которому с обеих сторон с шагом 6—10 мм точечной сваркой при-
приварены ребра из стальной проволоки диаметром 1—1,5 мм. Змеевик
292
Л-
Рис. 7.12. Воздушным конденсатор
крупной производительности с зигза-
зигзагообразным расположением секций

изготовлен из медных труб диаметром 5—7 мм с шагом 40—60 мм.
Наряду с круглыми иногда применяют трубы с овальным сечением.
Коэффициент оребрения проволочнотрубного конденсатора состав-
составляет 2,5—5.
Листотрубный щитовой конденсатор состоит из змеевика, при-
припаянного к металлическому листу. Лист выполняет роль сплошного
ребра, кроме того, имеющиеся в нем прорези и отогнутые язычки
способствуют более интенсивной циркуляции воздуха. Листотруб-
ные прокатио-сварные конденсаторы изготавливают из двух алю-
алюминиевых листов, в которых выштампованы каналы. После сварки
листов друг с другом каналы образуют змеевик, в котором происхо-
происходит конденсация' холодильного агента.
§ 7.2. Расчет теплоотдачи в конденсаторах
Расчет теплоотдачи при конденсации холодильных агентов. Рас-
Расчетные зависимости для коэффициентов теплоотдачи необходимо
выбирать в зависимости от условий протекания процесса конденса-
конденсации в аппарате того или иного типа. Для аппаратов существующих
конструкций можно выделить следующие условия конденса-
конденсации:
1) на пучках гладких или оребренных горизонтальных труб;
2) на пучках вертикальных гладких труб;
3) внутри вертикальных или горизонтальных труб, и каналов;
4) i-нутри шланговых змеевиков;
5) в присутствии неконденсирующихся газов.
В основе всех расчетных зависимостей для коэффициента тепло-
теплоотдачи лежит формула Нусссльта, полученная аналитическим путем
для пленочной конденсации неподвижного пара на поверхности
•вертикальной и горизонтальной стенки 126],
где С — коэффициент, равный 0,72 для горизонтальной и 0,943
для вертикальной поверхностей; г—теплота парообразования, Дж/кг;
р — плотность жидкости, кг/м8; к — теплопроводность, Вт/(м- К);
g — ускорение свободного падения; м/с2; \i — динамическая вязкость,
Па-с; (),, —разность температур конденсации и стенки; / — опре-
определяющий размер, м.
В конденсаторах холодильных машин имеют место сравнительно
небольшие разности температур 0а, поэтому физические параметры
в формуле G.1) выбирают приЧемпературе конденсации. В качестве
рпределяющего размера при конденсации на наружной поверхности
труб принимают наружный диаметр трубы, т. е. / = du.
Конденсация на пучках гладких горизонтальных труб. Такие
условия конденсации характерны для аммиачных горизонтальных
кожухотрубных конденсаторов, теплопередающая поверхность ко-
293

торых выполнена из. гладких стальных труб. Среднее значение
коэффициента теплоотдачи рассчитывается по формуле [17]
а _ и 7* lY^ih e G
где Л/ — разность энтальпий рабочего вещества на входе и выходе
из аппарата, Дж/кг; i|?n — коэффициент, учитывающий изменение
скорости пара по мере прохождения горизонтальных рядов труб и
натекание с верхних рядов на нижние; гш — коэффициент, учиты-
учитывающий скорость пара в первом горизонтальном ряду.
Согласно работе [17], при движении пара сверху вниз
$n = n^-m9 G.3)
где пср — среднее число труб по вертикали для коридорного пучка
и половина этого числа — для шахматного пучка. Для расчета пср
шахматного пучка труб, расположенного в круглой обечайке, может
быть применена формула
пср = 1,0393 (/™/2) (SM, G.4)
где п — общее число труб; Sx и 52 — шаг труб по горизонтали и
вертикали.
Коэффициент еш
ew = 0;43 (Re'')oa2/(PrT33- G.5)
Числа Re" и Рг* определяются по физическим параметрам паро-
паровой фазы при температуре конденсации:
где wl — скорость пара в узком сечении верхнего ряда труб при
условном их расположении в трубной решетке квадратом, м/с;
d —наружный диаметр трубы, м; а — температуропроводность, м2/с.
При расчете wl число труб верхнего ряда может Сыть принято
равным пср, вычисленному по формуле G.4).
Конденсация на пучках оребренных горизонтальных труб. Для
расчета коэффициента теплоотдачи применяется формула
где i|?p — коэффициент, учитывающий различные условия конден-
конденсации на вертикальных и горизонтальных участках поверхности
оребрешюй трубы,
» 0,25 г /
f
где Fb и FT — соответственно площади поверхности вертикальных
и горизонтальных участков трубы длиной 1 м; £ — коэффициент
эффективности ребра; F — общая наружная площадь поверхности
трубы длиной 1 м; dQ — диаметр основания ребра, м; ftp — приве-
приведенная высота ребра, м.
294

Коэффициент эффективности ребра для медных труб с накатными
ребрами можно принимать равным 1.
Величины FB, Fr, h'v определяются по геометрическим пара-
параметрам оребреиной поверхности: .,
FB == 0,5л (D2 - do) u~l; Fr = nrf0 (I - 60/w) + JtDS^;
где D — диаметр ребра, м; и — шаг ребер," м; б0 и бт — толщина
ребра в основании и на торце, м.
Конденсация на вертикальной стенке и трубе. Одной из у проща-
дощих предпосылок вывода формулы Нуссельта является допущение
о ламинарном режиме движения пленки конденсата. Исследования
.академика П. Л. Капицы показали, что в действительности имеет
место волновой или турбулентный' характер движения конденсата.
В обоих случаях наблюдается увеличение теплоотдачи по сравне-
сравнению с формулой Нуссельта, вызванное как некоторым уменьшением
толщины пленки, так и существенным возрастанием средней тепловой
проводимости (Х/8ср) турбулизированной пленки.
При волновом движении критерий Рейнольдса движущейся пленки
меньше некоторого критического значения, т. е. Re < ReKP, а при
турбулентном режиме Re > ReKp. Специальные исследования по-
показали, что Re,,p^ 1600 [26].
В случае волнового стекания пленки конденсата с поверхности
вертикальной трубы или стенки коэффициент теплоотдачи рассчиты-
рассчитывается по формуле Нуссельта G.1) с поправкой на режим движения е^
и при / — Я. Поправка, учитывающая развитие волнового процесса
(течения), имеет вид ev = (Re/4H'04.
Число Re может быть выражено через теплообменные характе-
характеристики процесса конденсации. Для этого воспользуемся соотноше-
соотношением для пленки Re = 4G/fi, где G — массовый расход жидкости
в пленке, приходящийся на единицу длины поверхности, по нормали
к направлению течения жидкости, кг/(м-с).
Уравнение теплового баланса для поверхности высотой Я
rG = а()аЯ.
Из двух последних соотношений следует
Re =■ 4а()аЯ/(ф), £7.7)
где а и 9а — осредненные по высоте значения коэффициента тепло-
теплоотдачи и разности температур конденсации и стенки.
Как показывает выражение для Re, с увеличением высоты число
Re возрастает. Значение Я, при котором Re = ReKP = 1600, может
быть найдено из формулы.
() G.8)
Значения Якр по уравнению G.8) соответствуют переходу вол-
волнового режима движения пленки в турбулентный. Эти значения
295

при 9а = 1 СС показаны на рис. 7.13, где по оси абсцисс отложена
температура конденсации.
При наличии на вертикальной поверхности участка с турбулент-
турбулентным режимом течения конденсата, т. е. при Я0а > (Я0а)кр, средний
коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле 126]
а=4ООж
Все физические параметры в уравнении G.9) выбираются при
температуре конденсации /к.
Конденсация внутри вертикальных труб и каналов. Для расчета
конденсации неподвижного пара с учетом режима движения
пленки используют формулы G.7) и G.9).
и м При конденсации движущегося
пара в плоских вертикальных
щелевых каналах расчетные зави-
зависимости имеют вид [26]:
при Re" = (I,2-105)--D,5-106)
а = 0,2ajv (Re"H'12 (Pr")~0'33; G.10)
при 4,5- 10е <3 Re" <3 2,5-107
a = 0,246av10~3 (Re"H'55 (Pr") -°'33..
G.11)
Величина aiY рассчитывается по
уравнению G.1); определяющим
размером является высота кана-
канала Я. Формулы справедливы при
температуре конденсации 30—
40°С, скорости пара на входе в
плотности теплового потока qF = 1250~н
R22
^R717
20
1В
№
!2
Ю10 20 30 W Ь/С
Рис. 7.13. Зависимость критической
высоты #Кр от температуры конденса-
конденсации для различных холодильных аген-
агентов
канал 0,15—6,5 м/с,
ч- 39 000 Вт/ма.
Конденсация внутри горизонтальных труб. В зависимости от
скорости пара w* и внутреннего диаметра трубы dBl! наблюдается
расслоенный, переходный или кольцевой режимы движения потока.
При расслоенном движении конденсат движется по нижней обра-
образующей трубы. По мере увеличения скорости пара наступает пере*
ходное, а затем кольцевое движение потока. В последнем случае
конденсат движется кольцевым слоем по стенке трубы, а централь-
центральную ее часть занимает пар. Границе между расслоенным и переход-
переходным режимами соответствуют значения числа Рейнольдса в интер-
интервале Renep = F0-5-70) 103. Число Re определяется так:
w"dB
/p*v"
где / — длина трубы, м.
При температуре конденсации 30° значения С для аммиака, R12
и R22 равны соответственно 0,3; 2,1 и 1,73.
296

0,2
к
\
R717
— —
\
В конденсаторах холодильных машин обычно наблюдается рас-
расслоенное движение. При конденсации аммиака в круглых трубах
средний коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле
В случае конденсации хладонов в медных трубах средние коэф-
коэффициенты теплоотдачи можно определять по формуле Нуссельта,
принимая С = 0,72 и / = dBH.
Для условий конденсации пара внутри шлангового змеевика
(горизонтальные трубы, соединенные «калачами») коэффициент тепло-
теплоотдачи рассчитывается так
г/ " г/ р _ П 2 Sot /7^»^ in 1 Q\
Влияние неконденсирующихся га-
газов. В конденсаторах холодильных
машин процесс конденсации пара
холодильного агента происходит, как
правило, в присутствии неконденси-
неконденсирующихся примесей, главным обра-
образом воздуха. Влияние примесей в
большей степени проявляется в об-
области малых значений плотностей
теплового потока. На рис. 7.14 по-
показана зависимость относительного
снижения коэффициента теплоотдачи
аммиака и хладона R12 от объемной
концентрации воздуха г при qF =
= 4650 Вт/м2. Из рисунка видно,
что даже незначительное количество
воздуха в парах аммиака приводит
к значительному снижению коэффи-
коэффициента теплоотдачи. Например, присутствие воздуха в количестве
2,5 % вызывает уменьшение а более чем в 4 раза.
Из сказанного следует вывод о необходимости тщательного уда-
удаления воздуха из системы холодильной машины в процессе ее экс-
эксплуатации. „ _ ,
Расчет теплоотдачи со стороны охлаждающей среды. При выборе
расчетных зависимостей для определения коэффициентов теплоотдачи
со стороны охлаждающей среды необходимо учитывать условия омы-
вапия средой теплопередающей поверхности.
В наиболее распространенных типах конденсаторов передача
-теплоты от поверхности осуществляется: воде, протекающей внутри
труб; воде, стекающей пленкой по теплопередающей поверхности;
воздуху при вынужденном его движении поперек оребренного пучка
труб; воде, орошающей поверхность труб с частичным ее испарением
в воздух; воздуху при свободном омывании теплопередающей по-
поверхности.
Теплоотдача при вынужденном движении среды в прямых трубах
и каналах. При протекании среда в трубе или в канале интенсив-
297
10
20 30 Г,%
Рис. 7.14. Относительное снижение
коэффициентов теплоотдачи при
конденсации паров аммиака и R12
в зависимости от объемной концен-
концентрации в них воздуха

ность теплоотдачи зависит от режима движения. Различают лами-
ламинарный, переходный и турбулентный режимы движения. Режимы
характеризуются следующими значениями чисел Рейнбльдса: Re <:
<: 2000 для ламинарного режима; 2000 <3 Re <3 10 000 для переход-
переходного; Re^> 10000 для турбулентного.
При расчете чисел подобия в качестве определяющего размера
используют «эквивалентный диаметр» d^ = 4//Я, где / — площадь
поперечного сечения канала; П — смоченный периметр. Для круг-
круглой трубы d3 — dBH, для щелевого канала d^ = 26, для кольцевого
круглого канала d9 = 26, где 26 = dH — dBH.
Коэффициент теплоотдачи а опреде-
определяют из формулы для числа Нуссельта
Nu = aVk.
Для ламинарного движения в зависи-
зависимости от условий можно выделить вяз-
вязкостный и вязкостно-гравитационный ре-
режимы. Вязкостный режим характеризуется
условием Ra < 3» 105. Число Релея опре-
определяет гидродинамический режим свобод-
свободного потока Ra = Gr-Pr. Число Грасгофа
Gr = gPO/o/v'-; число Прандтля Рг = via.
Для длинных труб и щелевых каналов
1Ш™ среднее значение Nu равно соответственна
3,66 и 7,5 1261. В этом случае должны
выполняться соотношения: lldm > Ре/12 — для круглой трубы;
lldb > Ре/70—для щелевого канала. Для коротких труб (l/dBH <
< Ре/12) среднее значение числа Nu рассчитывают по формуле
Nu = 1,55 (PedBH//)I/3ej. . G.14)
Коэффициент Et учитывает изменение коэффициента теплоотдачи
по длине трубы
¥
1
V
\
10 20 30
Рис. 7.15. Зависимость коэф-
коэффициента е. от отношения
i/d
Для плоской щели результаты, полученные по уравнению G.14),
следует увеличить на 15 %.
Для вязкостно-гравитационного режима, т. е. при Ra >,8»I05,
расчетное уравнение имеет вид
Значение е, определяется по графику, приведенному на рис. 7.15.
При турбулентном режиме расчетное уравнение имеет вид
Nu = 0,021 Re°'8Pr°'43K,. G.16)
Коэффициент 8/ учитывает влияние начального теплового уча-
участка трубы. При lid >50 Ei = 1; при lid < 50 значения Et ука-
указаны в табл. 7.1.
Уравнение G.16) можно представить в размерном виде
298

где В — коэффициент, зависящий от физических свойств среды,
Дж/(С°*2-м2'с-К); w—скорость протекания среды в трубе, м/с. Коэф-
Коэффициент В можно представить в виде функции от температуры.
Для воды в интервале температур 0—50 °С, В = 1400 + 22/; для
воздуха в интервале температур от —50 до +50 °С В = 3,73 —
— 0/0091/ + 0,0000465/2.
Для кольцевого канала с теплопередачей только через внутрен-
внутреннюю поверхность используют уравнение
Nu = 0,017 Re^Pr<^ (du/dBH)*^. G.17)
При переходном движении среды используют уравнения для
турбулентного режима, вводя в них поправочный множитель епер,
зависящий от значения Re:
Re
''пер
2500 3000 4000 5000 6000 8000 10 000
0,40 0,57 0,72 0,81 0,88 0,96 1
Таблица 7.1
Значения
коэффициента е, в зависимости от числа Re
и отношения Id
Re
1.^ COO
20 000
50 COO
100 OCO
1000 000
5
1,34
1,27
1,18
1,15
1,08
10
1,23
1,18
1,13
1,10
1,05
15
1,17
1,13
1,10
1,08
1,04
20
1,13
1,10
1,08
1,06
1,03
30
1,07
1,05
1,04
1,03
1,02
40
1,03
1,02
1,02
1,02
1 01
Теплоотдача в изогнутых
трубах. При протекании ох-
охлаждающей среды в изогну-
изогнутой трубе, например в ци-
цилиндрическом змеевике, теп-
теплоотдачу рассчитывают по
формулам для прямых труб,
вводя дополнительный мно-
множитель еизг 140 ] сцаг =
= 1 + tfidJR, где R —
радиус кривизны трубы, м.
При" условии R <
< 15 000 (rfBH//?H'3 поправоч-
поправочный коэффициент сизг ра-
ъеп 1.
Поперечное обтекание гладких труб. Коэффициент теплоотдачи
в этом случае зависит от физических свойств охлаждающей среды,
режима ее движения и геометрических параметров теплопередающего
пучка. Средний коэффициент теплоотдачи определяют по уравне-
уравнению [40]
Nu = CRe"'Pr°'3<e,, . G.18)
где г2 — коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб
по ходу воздуха.
В этом уравнении определяющим размером является наружный
диаметр трубы du, расчетной скоростью — скорость в наименьшем
проходном сечении пучка. Значения С и т приведены в табл. 7.2.
Значения е.г зависят от числа Re и числа рядов труб по ходу
роздуха — рис. 7.16.
Поперечное обтекание оребренных труб. При расчете воздушных
и испарительных конденсаторов возникает необходимость определе-
определения коэффициента теплоотдачи от пучков оребренных труб. Здесь
расчетные зависимости имеют более' сложный характер, чем для
299

гладкотрубиых пучков, Это обусловлено влиянием формы, разме-
размеров, шага ребер, их тепловой эффективности. По этой причине по-
получено большое число формул для оребрениых поверхностей q
различными геометрическими параметрами.
Таблица 7.2 ПРИ поперечном обте-
„ Кании ПУЧКОВ Труб С Круг-
Значения коэффициентов Сит j rj rj
в зависимости от режима движения лыми ребрами применяют
и расположения труб в пучке уравнение
Nu = СС1
Режим движения
Ламинарный vRe <
Tv булентный
(Re > 200- 10*)
Пер сх судный [Re=
=A+200) 10*1
'я
X
о.
о
Корид
пучок
,0,52
0,02
0,27
1 •
Й
Шахмй
пучок
0,6
0,021
0,
т
в
3
а
о.
о
Корид
пучок
05
0,84
0,63
S
Шахмг
пучок
0,5
0,84
0 6
X (Л/ц)'14 Re", G.19)
где и, h—соответственно
шаг и высота ребер, м;
d — диаметр трубы в осно-
основании ребер, м.
Для использования
формулы G.19) необходи-
необходимы также следующие гео-
геометрические параметры
пучка: z — число рядов
труб в направлении пото-
потока воздуха; Si, So, So —
соответственно вертикальный, горизонтальный и диагональный шаг
труб в пучке, м. Значения С, Сг> Cs, n и условия применения урав-
уравнения G.19) указаны в специальной литературе [40].
Для условия обтекания
воздухом коридорных пучков 6
труб с пластинчатыми ребра-
ребрами получено уравнение
Nu = С Re" (L/4)m, G.20).
где С=0,518—0,02315A/4L-
+0,425-10 {Lldbf—3- 10Х
X (L/d,K(l,36— 0,24Re/1000);
п = 0,45 + 0,0066L/da; ш =
ffl
Г
102<Re<1Q3
KRe>i0*
8
16
от
Рис. 7.16. Зависимость коэффициента
чисел Re н z: •
— коридорный пучок; — — — — шахматный
= — 0,28+0,08Re/1000; L~ '°"
длина поверхности в на-
направлении потока (в начале
расчета принимается прибли-
приближенно, затем уточняется).
Формула G.20) применима при условии Re = 500-T-2500; uld =
« 0,18н-0,35; SJd « 2-ч-Б; Ud9 - 4-f-50; / « — 40-Т-+40 °С.
Определяющим размером является эквивалентный диаметр
Для шахматных пучков труб значения коэффициентов теплоот-
теплоотдачи, полученные из уравнения G.20), следует увеличить на 10 %.
зад

Из уравнений G.19) и G.20) находят конвективный или истинный
коэффициент теплоотдачи ак = Nu-X//, где I — d3.
В формулу для расчета коэффициента теплопередачи аппарата
входит не истинный, а приведенный коэффициент теплоотдачи- Связь
между ними выражается зависимостью:
) G.21)
где Fp и FMP — соответственно площадь поверхности ребер и меж-
межреберных участков на 1 м длины трубы, м2; £р — коэффициент
эффективности ребра; гр — коэффициент, учитывающий неравномер-
неравномерность, теплоотдачи по высоте ребра (гр «* 0,85). В качестве площади
расчетной поверхности в уравнении G.21) принята полная оребрен-
ная площадь поверхности FOp- Из курса теплопередачи известно,
что £р определяется в зависимости от высоты ребра h и параметра т,
р _ th (mh)
Величина т
где Яр, 6р — соответственно коэффициент теплопроводности и тол-
толщина ребра.
Для круглых ребер с наружным диаметром D условная высота
ребра определяется так: h = 0,5 (D — d) [I + 0,805 lg (Did) ]. Для
прямоугольных ребер, выполненных на коридорном пучке, услов-
условная высота h = 0,5d (p — 1) A + 0,805 lg р), где р = A,285/d) X
X у/ А/В — 0,2. В этой формуле А и В — соответственно большая
и меньшая стороны прямоугольника. Формулы для расчета ребер
других конфигураций можно найти в работах 126, 41 ].
Теплоотдача стекающей пленки жидкости. Одним из этапов рас-
расчета оросительных, испарительных и вертикальных кожухотрубных
конденсаторов является определение коэффициента теплоотдачи
от поверхности к воде, стекающей в виде пленки.
Для случая орошения жидкостью наружной поверхности гори-
горизонтальных труб расчетные уравнения имеют вид [41 ]:
при ИеПл = 1,1н-200
Nu™ = 0,51Re°nf Pr°nf; G.22)
при Re™ >200
°fPr0nf. G.23)
На величину чисел Re,ul и Ргп;м а следовательно, и на тепло-
теплоотдачу влияют физические свойства жидкости и параметр режима
работы конденсатора, представляющий собой расход жидкости,
приходящийся на 1 м длины одной трубы с учетом ее двустороннего
омывания Ft 1кг/(м-с)]
301

где G — массовый расход жидкости, подаваемой на орошение, кг/с;
/ — длина одной трубы, м; г — число параллельно орошаемых труб.
Определяющий размер d^ = 46ПЛ. Толщина пленки бпл = 1,94 X
х у'рГДЯР2)* Средняя скорость стекания шср = /У(р6пл).
Для воды а можно определять по упрощенной формуле
а = 9750Г1/3.
При орошении поверхности вертикальных труб для расчета
теплоотдачи применяют формулы:
при Иепл <* 2000
Ыипл = 0,67 VGa2 Рг3 Яепл; G.24)
при Яе11Л > 2000
NunJ1 = 0,01 f GaPrRe^. . G.25)
В числах Nu и Ga определяющим размером является высота
трубы Я, м.
Число Re определяется в зависимости от величины Fh которая
по физическому смыслу и способу нахождения аналогична предыду-
предыдущему случаю: Иепл = 4/у^л; Г/ = О/(л dn), где п—число,труб.
§ 7.3. Тепловой и конструктивный расчет
конденсаторов
Исходные параметры. Общая методика расчета. Задачей тепло-
теплового и конструктивного расчета является определение площади
тепло передающей поверхности аппарата и его основных геометриче-
геометрических размеров. Рассмотрим сначала общую методику решения этой
задачи, а затем остановимся на особенностях расчета отдельных
типов конденсаторов.
Исходными данными для расчета конденсаторов обычно являются:
тепловой поток, температура конденсации, рабочее вещество, на-
начальная температура охлаждающей среды. В случае, если тепловой
поток не задан, его можно определить по формуле
Qk = ба (к — к) у
где QK — тепловой поток на конденсатор, Вт; Ga — массовый
расход рабочего вещества, кг/с; 12> *з — энтальпии рабочего веще-
вещества на входе и выходе из аппарата, Дж/кг.
Величину QK можно определить также как сумму холодопро-
изводителыюсти машины Qo и индикаторной мощности компрес-
компрессора: QK ^ Qo + Nt.
Кроме исходных данных для расчета необходим еще ряд пара-
параметров, таких, как скорость и степень нагрева охлаждающей среды,
средняя логарифмическая разность температур, геометрические раз-
размеры элементов теплопередающей поверхности и др. Эти параметры
могут быть выбраны либо по рекомендациям, основанным на опыте
302 •

конструирования и эксплуатации конденсаторов данного типа, либо
определены технико-экономическим расчетом.
Для всех типов конденсаторов справедливо основное уравнение
теплопередачи
Qk = KFQm9 G.26)
где К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К); F*— площадь по-
поверхности теплопередачи, м2; 0т — средняя логарифмическая раз-
разность температур, К. Коэффициент теплопередачи может быть отне-
отнесен к площади внутренней, либо наружной поверхности теплопере-
теплопередачи, обозначаемой соответственно FBa и Fa.
Чаще всего в качестве рас-
расчетной принимают поверхность,
обращенную к охлаждающей
среде. Например, для кожухо-
трубных конденсаторов расчет-
расчетной является внутренняя по-
поверхность труб, и коэффициент
"теплопередачи для нее имеет вид
«а
Ft.
G.27)
Рис. 7.17. Изменение-температуры холо-
холодильного агента и охлаждающей среды в
направлении их движения в конденсаторе
где аа, aw — коэффициенты теплоотдачи соответственно со стороны
холодильного агента и воды, Вт/(м2-К); FT# с — площадь поверх-
поверхности, к которой отнесены термические сопротивления, м2; V jr —
сумма термических сопротивлений загрязнений и стенки, м2К/Вт.
Формула G.27) применима как для гладких, так и наружно-
оребренных труб при том условии, что эффективность ребер близка
к 1.
Средняя логарифмическая разность температур определяется
из выражения
'ох л 2 — 'ох л 1
~ 9
»О*Л 2 -
In
'к — '<>х
G.28)
гДе 'охл и 'охл 2 — начальная и конечная температуры охлажда-
охлаждающей среды; 'к — температура конденсации.
На рис. 7.17 показана схема изменения температур холодильного
агента / и охлаждающей среды 2 вдоль поверхности теплопередачи.
Из рисунка видно, что по характеру изменения температуры хо-
холодильного агента конденсатор можно разделить на три зоны: зону
отвода теплоты перегрева (паровую зону), зону конденсации и зону
охлаждения жидкости. Обычно определяют суммарный тепловой
поток от всех зон, а теплопередачу рассчитывают по условиям зоны
конденсации. Это оправдано тем, что в реальных условиях в зоне
303

отвода теплоты перегрева температура поверхности теплопередачи
почти всегда ниже температуры насыщения и в этой зоне происходит s
конденсация холодильного агента, хотя пар, несколько удаленный
от поверхности, остается перегретым.
При выборе средней логарифмической разности температур 0т
учитывают то, что, с одной стороны, повышенные значения этого
параметра позволяют сократить площадь теплопередающей поверх-
поверхности конденсатора, его массу и стоимость, а с другой — увели-
увеличивают необратимые тер-
Таблица 7.3 Модинамические потери в
цикле холодильной маши-
машины. При заданной темпе-
температуре охлаждающей сре-
среды увеличение 0т приводит
к повышению температуры
конденсации, а это, в свою
очередь, вызывает ухудше-
ухудшение объемных и энергетиче-
энергетических показателей компрес-
компрессора и ухудшение холо-
холодильного коэффициента
машины.
Двойственное влияние
Qm на экономичность хо-
холодильной машины позво-
позволяет оптимизировать зна-
значение этого параметра,
например, по минимуму
приведенных годовых за-
затрат [17].
Температурная разность Д£ОХл = *<»хЛ 2 — 'охл i влияет не только
на значение 0w, но и на расход охлаждающей среды, проходящей
через аппарат. При увеличении Д/охл будет уменьшаться расход
охлаждающей среды и, при прочих равных условиях, мощность,
затрачиваемая на ее перемещение. Вместе с тем будет возрастать тем-'
пература охлаждающей среды на выходе из аппарата, а следова-
следовательно, и температура конденсации. В первом приближении можно
считать, что оптимальное значение Д/охл будет соответствовать ми-
минимуму суммы мощностей компрессора и насоса или вентилятора,
обеспечивающих циркуляцию охлаждающей среды.
Для ориентировочных расчетов при выборе режимных пара-
параметров можно воспользоваться данными, приведенными в табл. 7.3.
Расчетная площадь поверхности теплопередачи (внутренняя или
наружная) может быть определена из уравнения G.26)
G.29)
Параметры
режима работы
различных типов конденсаторов
Тип конденсатора
Горизонтальный ко-
кожу хотр у б ним:
с гладкими тру-
иЗМИ
с" медными ореб-
репными трубами
Вертикальный кожу-
хотрубный
Оросительный
Испарительный
Воздушным
Скорость охла-
охлаждающей сре-
среды, м/с
1—2,5
1-2,5
—
—
10
3,5—10
Средняя лога-
логарифмическая
разность темпе-
температур, к
4—6
4—8
4—7
2—4
3
8— -5
Степень нагре-
нагрева охлаждаю-
охлаждающей среды, К
3—6
3—6
6—7
3—5
6—8
3—4
где /<расч — коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной
поверхности. Для определения /Срасч предварительно должны быть
найдены значения коэффициентов теплоотдачи рабочих сред. Коэф-
304

фициент аохл может быть рассчитан по приведенным в предыдущем
разделе формулам с учетом принятой скорости охлаждающей среды
и геометрических параметров теплопередающей поверхности.
В формулах для расчета теплоотдачи при конденсации входит
неизвестная на данном этапе величина 0а, представляющая собой
разность температур конденсации и стенки. Для решения задачи
применяют два метода: метод последовательных приближений и
графоаналитический.
Л1етод последовательных приближений основан на уравнении,
справедливом для установившегося режима работы конденсатора,
аа"а' а == ^ш^расч' расч»
где Fa — площадь поверхности, обращенная к конденсирующемуся
холодильному агенту.
Из последнего равенства имеем
Приняв значение 0а, определяют аа, Красч и проверяют равенство
G.30). В случае, если оно не выполняется, значение 0а корректи-
корректируют и расчет повторяют. При соблюдении равенства G.30) входя-
входящее в него значение /Срасч используют для определения расчетной
теплопередающей поверхности по формуле G.29).
При графоаналитическом методе расчета составляют систему
уравнений, имеющую вид:
Ча расч ■
9охл. расч = ~
аохл
расч
G.31)
гле Оохл — разность температур стенки и средней температуры
охлаждающей среды, т. е. 0ОХЛ = tCT — *0Хл-
Как было показано, во все расчетные зависимости для аа, кроме
формулы G.9) входит величина 071/4. Для этих случаев систему
G,31) можно представить в виде
расч = Д" а (Га/Грасч)>
G.32)
«охл
где А — численный коэффициент, зависящий от вида расчетной
формулы для аа.
Значение 0а находят графически, путем построения зависи-
зависимости ?а. расч «/(Оа) И 9охл. расч = Ф (9а) в координатах Эа — q
(рис. 7.18). Координаты точки пересечения т будут являться иско-
искомыми значениями величин 9а и.^расч*
305

Конструктивным расчетом аппарата определяют основные гео*
метрические размеры и конструктивные параметры. Рассмотрим
особенности теплового и конструктивного расчета отдельных типов
конденсаторов.
Проточные кожухотрубные конденсаторы. В этих конденсаторах
обычно применяются стальные гладкие трубы диаметром 25x2,5 мм,
20x3 NfM, 57x3,5 мм, а также медные трубы с накатными ребрами,
полученные из заготовки диаметром 20x3 мм. Расчеты показали,
что с уменьшением диаметра труб сокращаются масса, габаритные
показатели аппарата и уменьшается масса
содержащейся в нем воды. Вместе с тем
повышается стоимость и снижается на-
дежность аппаратов из-за большого числа
труб, а следовательно, большого числа
креплений и уплотнений труб в трубной
решетке. Кроме того, при использовании
загрязненной воды трубы малого диаметра
интенсивнее засоряются и их очистка уве-
увеличивает эксплуатационные расходы. Ука-
занные обстоятельства следует учитывать
а при выборе размеров труб.
Рис. 7.18. Графоаиалитиче- Ранее отмечалась важность выбора ско-
ское определение плотности Рости охлаждающей среды. Добавим, что
увеличение скорости воды замедляет про-
цесс образования накипи внутри труб, но
. в то же время интенсифицирует процесс
KOf. розии поверхности из-за усиления деполяризующего воздейст-
воздействия кислорода, содержащегося в воде. После того как будет вы-
выбрана скорость воды и степень нагрева ее в аппарате, определяют
расход воды через конденсатор Gw ^- QHi(cw&tu), где cw — удель-
удельная теплоемкость воды, Дж/(кг.К); &tw — разность температур
воды на выходе и входе в аппарат, К.
Средняя логарифмическая разность температур определяется
из ЕЫражения G.28).
После определения коэффициента теплоотдачи со стороны воды
и выбора расчетной зависимости для аа можно записать уравнения
по типу системы G.32). Приняв в качестве расчетной площадь вну-
внутренней поверхности труб, получим
п — 0 79 Л/ Л/Р*хз£ уъ р ih ft3/4 Fh
С/а. вн — U, / Z у —2 V&VU ~р
тсидсвсго потока в конденса-
т°ре
Qw вн —: '
Для гладких труб коэффициент \|)р — 1 и Fa/FBH = djdm.
Коз$4иниент \|жп вычисляют по формуле G.3), предварительно за-
задавшись числом рядов по вертикали пср. С учетом принятого зна-
значения пср определяют скорость пара и поправку ew по формуле
G.5).
306

S/2
Определив графическим способом величины qBK и 0а, находят
площадь внутренней поверхности теплопередачи: FBll = QKiqm.
Далее производят расчет конструктивных параметров аппарата,
к которым относятся: длина одной трубы и число труб, диаметр
трубной решетки, число ходов.
Суммарная длина труб аппарата определится отношением
L = FBJ№m), G.33)
где ndmi — внутренняя поверхность одного метра длины трубы, м2.
Трубы-на плоскости трубной решетки размещают обычно по
сторонам правильных шестиугольников и по вершинам равносторон-
равносторонних треугольников (рис. 7.19). При
таком способе размещения число труб
можно определить в зависимости от
параметра т по таблице или по фор-
формуле [40 ]
п = 0,75т2 + 0,25, G.34)
где т — число труб, размещенных
по диагонали внешнего шестиуголь-
шестиугольника.
Трубы могут быть размещены и
на сегментных участках, образован-
образованных сторонами внешнего шестиуголь-
шестиугольника и окружностью трубной решет-
решетки. Такой способ называется полным
заполнением трубной решетки и уве-
увеличивает число труб на 10—18 % от
основного. Шаг труб по горизонтали
S определяется из соотношения S/dn = 1,24-М,45. Число труб в
одном ходе определяется из условия обеспечения принятой скорости
протекания охлаждающей воды
Рис. 7.19. Размещение труб
трубной решетке
Пл =
где ра,.— плотность воды при средней температуре ее в конденса-
конденсаторе, кг/м3; w — принятая скорость воды, м/с.
Значение П\ округляют до ближайшего целого числа.
Приняв длину одной трубы, определяют общее число труб в ап-
аппарате
п = L1U G.35)
где / — длина одной трубы.
Число п округляют до ближайшего табличного значения и на-
находят соответствующее значение параметра т.
Диаметр трубной решетки
D = mS. G.36)
Проверяют отношение //D, для которого рекомендуются зна-
значения в пределах 4—8. При необходимости корректируют I и про-
307

изводят повторный расчет, добиваясь требуемого отношения 1/D.
Определение параметров /, D, т и п можно осуществить и другим
способом. Для этого обозначим l/D = k. Из уравнений G.35) и
G.36) следует: п = LI(mSk). Подставляя полученное значение п
в уравнение G.34), получаем
Уравнение G.37) — есть уравнение вида х8 + рх + q = 0, оно
имеет действительный корень, равный
G.38)
Для уравнения G.37) можно написать
(-£-\*-Л-- М У- 16 Л2
V 3 / ~ 729 * V 2 / ~~ 9 £2S2 *
Отметим, что для реальных аппаратов кожухотрубного тип*
справедливо соотношение (-£-)*<£ (-*-)*, т.е. -~ J^^ 7§<Г *
Так, например, для конденсатора КТР-25 имеем -д--г^т^ 5,7-10°.
На этом основании величиной (р/3K в формуле G.38) можно
пренебречь и для х написать: х ■= V—4-
С учетом уравнения G,33) для параметра т получаем формулу
Полученное значение т округляют до ближайшего нечетного
числа и затем определяют значения основных конструктивных
параметров аппарата.
Число ходов по воде г = nln^ Число ходов обычно выбирают
четным с тем, чтобы патрубки для входа и выхода воды располага-
располагались в одной крышке.
По выбранному числу ходов определяют конфигурацию пере-
перегородок в крышках аппарата. По эскизу трубной решетки с нанесен-
нанесенной разметкой труб уточняют число труб в каждом ходе, стремясь
обеспечить их примерное равенство. Распределение труб по ходам
можно осуществить несколькими способами (рис. 7.20). На рисунке
сплошными линиями показаны перегородки в передней крышке,
а штриховой линией — в задней крышке аппарата. Цифры обозна-
обозначают последовательность ходов. В крышках двух- и четырех ходовых
аппаратов ходы могут разделяться параллельными перегородками
(рис. 7.20, а). При большем числе ходов перегородки имеют более
сложную конфигурацию (рис. 7.20, б, в). На рис. 7.20, в показана
схема крышек восьми ходового аппарата при заполнении трубами
только части его высоты Л. Нижняя часть свободна от труб и служит
ресивером.
308

При расчете вертикального кожухотрубного конденсатора коэф-
коэффициент теплоотдачи со стороны воды определяется по расчетным
зависимостям для условий стенания пленки жидкости [см. формулы
G.22)—G.25) 3. Теплоотдача от конденсирующегося холодильного
агента рассчитывается по формуле G.7) для условий волнового
движения пленки конденсата, так как высота вертикальных конден-
конденсаторов обычно не превышает критическую, при которой наступает
турбулентный режим движения жидкости. Поправочный коэффи-
коэффициент ь\, полагают сначала равным 1, а затем уточняют после опре-
определения числа Re. Одним из указанных способов определяют плот-
плотность теплового потока q, что дает возможность найти число Re
Рис. 7.20. Распределение труб по ходам с помощью перегородок в передней
и задней крышках конденсатора
из выражения G.7). По числу Re определяют коэффициент ev и
уточняют значение коэффициента теплоотдачи аа. В том случае,
если число Re превышает критическое, т. е. 1600, для расчета аа
используют формулу G.9).
Оросительные и испарительные конденсаторы. При расчете оро-
оросительного конденсатора определяют его теплопередающую поверх-
поверхность и на основе технико-экономического анализа выбирают опти-
оптимальные значения средней температуры воды и расхода свежей
воды, добавляемой в систему охлаждения.
На рис. 7.21, а точка / характеризует состояние окружающего
воздуха, а точка а — предел охлаждения, соответствующий этому
состоянию. Для того чтобы использовать тепло- и массообмен между
окружающим воздухом и охлаждающей водой, средняя температура
последней должна быть на 4—6 °С выше температуры предела охла-
охлаждения, т. е. /ср = ta + D-т-б),
Учитывая небольшую степень нагрева воды, орошающей конден-
конденсатор, можно считать
= 0,5 (tx + t2),
G.39)
где tlt t2 — соответственно температуры воды, поступающей на оро-
орошение и сливающейся в поддон (рис. 7.21, б), • •
Температуры tt и /2 определяют режим работы конденсатора
и зависят как от температуры tcbt так и от количества добавляемой
309

свежей воды GCB. Связь между этими параметрами можно установить
по уравнениям смешения (рис. 7.21, б)
cGtx = cGCBtCB + с (G - GCB) /2, G.40)
где G — расход воды на орошение, кг/с; с — удельная теплоемкость
воды, Дж/(кг-К).
Обозначим t2 — ti = А* и GQJG = £, из уравнения G.40) получим
U = МЦ + tCB. G.41)
Для ориентировочных расчетов можно принять At = B -т-5) °О
и g0203
Рис. 7.21. Оросительный конденсатор:
а — изменение состояния воздуха в d — i-
диаграмме; б — схема работы
Приняв среднелогарифмичсскую разность температур в пределах
2—4 СС, температуру конденсации можно определить из формулы
G.28). Далее определяют коэффициенты теплоотдачи со стороны
воды aw и со стороны конденсирующегося холодильного агента аа.
Для этого используют соответственно зависимости для теплоотдачи
. к воде, стекающей пленкой и для конденсации в горизонтальных
трубах. Составляют систему уравнений по типу системы G.32)
и определяют поверхностную плотность теплового потока, напри-
например </В11, внутреннюю и наружную поверхность теплопередачи FBH
310

й FH. Для расчета коэффициента aw принимают расход воды на 1 м
периметра труб Г/ в пределах 0,25—0,5 кг/(м-с).
Расход воды G, подаваемый на орошение, можно определить
из теплового баланса конденсатора для контрольной поверхности,
показанной штриховой линией на рис. 7.21, б
<?к + cGt± = QB + c(G- GECn) ttt G.42)
где QK — теплота, вносимая холодильным агентом; QB — теплота,
передаваемая наружному воздуху вследствие тепло-, массообмена
его с водой; Gacn — количество, испарившейся воды.
Из уравнения G.42)
r> __ Qk
Количество теплоты QB определяется по основному уравнению
для тепло- и массообмена воды и воздуха QB = сг/^р (ilp — i\) A,
где а — коэффициент испарения, кг/(м2«с); Р — коэффициент, учи-
учитывающий увеличение поверхности испарения в результате обра-
образования струй и капель воды, обычно принимают р ~ 2; £'сР — эн-
энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре воды /ср,
Дж/кг; |, — энтальпия окружающего воздуха; А — поправочный
коэффициент, определяемый соотношением А = 1 — /Ср (di —
— dlv)/(i] — icp).
Коэффициент а определяется из соотношения сг = ав/ср, где ав —
коэффициент теплоотдачи воздуху при отсутствии испарения влаги,
Вт/(м'"-К); ср — удельная теплоемкость воздуха, Дж/(кг К). В слу-
случае ограждения оросительного конденсатора стенами, оборудован-
оборудованными жалюзи, можно принять [41] ав = 17 -=-35 Вт/(м2-К). Тогда
при средней теплоемкости воздуха 1020 Дж/(кг-К)
а= Ю-2 A,67-2-3,43) кг/(м2с).
Количество испарившейся воды GHCn = ^нР (dcp —di)> где
d'cpy d\ — влагосодержание воздуха соответственно в точках w и /
(рис. 7.21).
Принимая конструктивную длину одной трубы в пределах 5—6 м,
определяют число параллельно орошаемых труб z (число секций)
z = 0,5G/(/r/). Число труб в каждой секции пс = Fnf(adHtz).
Как правило, расчет нескольких вариантов производят с раз-
различными значениями /К) /ср, At и I и выбирают тот из них, который
обеспечивает наибольшую эффективность работы холодильной ма-
машины по ряду экономических показателей, основными из которых
являются следующие: стоимость электроэнергии, затрачиваемой на
привод компрессора и водяных насосов, и стоимость добавляемой
свежей воды.
В испарительном конденсаторе основное количество теплоты
отводится за счет испарения воды, поэтому температура последней
практически постоянна по всей высоте аппарата, т. е. /„, = const.
Эту температуру рекомендуется принимать на 8—10 °С выше тем-
температуры предела охлаждения для начального состояния воздуха.
311

Температура конденсации tK выше температуры tw примерно на
3 °С.
Количество испарившейся воды 0исп «■ GB (d2 — d±)f где dt
и d2 — влагосодержание воздуха соответственно на выходе и входе
в конденсатор. Количество свежей воды, добавляемой в систему
охлаждения, на 10—15 % больше величины бисп, что вызвано
уносом капель воды вместе с потоком воздуха. Расход воздуха
GB (кг/с) обычно бывает задан, в противном случае можно принять
Св - 3,25Pl,QK10-2.
Тепловой баланс испарительного конденсатора
Q* = GB(i*-il) = AoFlfi(iw-iep)9 G.43)
где B и ix — энтальпия воздуха соответственно на выходе и входе
в аппарат; iw — энтальпия насыщенного воздуха при температуре
воды tw\ tcp — средняя энтальпия воздуха в конденсаторе.
Средняя энтальпия воздуха будет иметь, очевидно, промежуточ-
промежуточное значение между величинами ix и 1Ъ но ввиду сравнительно боль-
большой разницы последних ее нельзя определять как среднюю арифме-
арифметическую.
Для исключения icp запишем уравнение G.43) для элемента
поверхности конденсатора
GKdi = Лар (iw — i) dF,
где i — текущее значение энтальпии воздуха.
А 17 ft * *
—-^Е- = In \w ~~ н
А 17 ft
Интегрирование последнего уравнения дает—-^Е- = In
откуда
Величина ав определяется по формулам для поперечного обте-
обтекания пучков гладких или оребренных труб. Скорость воздуха
принимают в пределах 3—6 м/с; большая скорость может привести
к значительному уносу капельной воды из аппарата.
Значение Fn по уравнению G.44) получено из условий тепло-
тепломассообмена воды и воздуха. Кроме того, площадь теилопередающей
поверхности определяется условиями теплоотдачи от конденсиру-
конденсирующегося холодильного агента к стенке и от стенки к пленке стека-
стекающей воды. Площадь теплопередающей поверхности по этим усло-
условиям можно определить, решив систему уравнений, которая для
случая оребренной поверхности будет иметь вид:
^ Qw нн = &w пр (*ст — tw)
где о^пр — приведенный к основной поверхности коэффициент
теплоотдачи со стороны воды; F'o и Ffmi — основная и внутренняя
поверхности 1 м оребренной трубы.
Коэффициент ос^пр рассчитывается по формуле G.21). Предва-
Предварительно значение aw определяется аналогично тому, как это было
сделано для оросительного конденсатора.
312

Определив по уравнениям G.46) величину qFmi, находят пло-
площадь наружной поверхности теплопередачи
Л,===М?кА7ви> G.46)
где pop — коэффициент оребрения.
Значения Fn по уравнениям G.44) и G.46) должны быть равны,
в противном случае следует принять другое значение tw или GB
и повторить расчет. Массовый расход циркулирующей воды G^
можно ориентировочно принять равным 2,3 л/с на 100 кВт тепловой
нагрузки на конденсатор.
Суммарная длина оребренных (или гладких) труб I во фрон-
фронтальном сечении аппарата- определится из уравнения
w
Дальнейшую конструктивную компоновку пучка осуществляют
с таким расчетом, чтобы обеспечить требуемую площадь поверхности
теплопередачи и принятую скорость воздуха во фронтальном се-
сечении
чении.
Во
такая
ии.
Воздушные конденсаторы. Здесь последовательность расчета
такая же, как и для проточных аппаратов. Предварительно при-
принимают параметры оребренной поверхности, степень нагрева и ско-
скорость воздуха во фронтальном сечении. Массовый поток воздуха
определяется из уравнения теплового баланса конденсатора
QK^A(>2-'iV . G.47)
где GB — массовый поток воздуха, кг/с; tv t2 — температуры воз-
воздуха на входе и выходе из аппарата.
При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов
принимают во внимание допустимый уровень звука. Для "малых
холодильных машин с герметичными и сальниковыми компрессо-
компрессорами рекомендуются скорости воздуха соответственно в пределах
3,5—4,5 м/с и 4,5—6,5 м/с. В крупных конденсаторах скорость
воздуха может достигать 10 м/с и больше.
Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха определяют по
зависимостям, полученным для условий поперечного обтекания
пучков горизонтальных оребренных труб.
Выбрав расчетную зависимость для теплоотдачи со стороны
холодильного агента, конденсирующегося внутри горизонтальных
труб, составляют систему уравнений:
авпр Pop
гДе авпР — коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к на-
наружной поверхности.
После определения qBU и FBI, осуществляют компоновку пучка,
которая, как и в случае испарительного конденсатора, должна
обеспечивать площадь поверхности теплопередачи и принятую ско-
313

рость воздуха во фронтальном сечеиии. Последнее требование вы-
выражено уравнением
GB - FmwPj G.48)
где Fjk — площадь «живого» фронтального сечения, м2; w — ско-
скорость воздуха, м/с; р — плотность воздуха, кг/м3.
При несовпадении величин GB, определенных по уравнениям
G.47) и G.48), следует скорректировать значение w или (t2 — tx)
и повторить расчет.
§ 7.4. Испарители
Испаритель является одним из элементов холодильной машины,
в котором рабочее вещество кипит за счет теплоты, подводимой от
источника низкой температуры. Образовавшийся при кипении хо-
холодильного агента пар отсасывается из испарителя компрессором
для совершения дальнейших процессов цикла холодильной машины.
В зависимости от положенного в основу принципа испарители
делятся на ряд групп:
по характеру охлаждаемого источника:
1) испарители для охлаждения жидких хладоносителей; 2) испари-
тбли для охлаждения воздуха; 3) испарители для охлаждения твер-
твердых сред; 4) испарители-конденсаторы.
в зависимости от условий циркуляции ох-
охлаждаемой жидкости:
1) с закрытой системой циркуляции охлаждаемой жидкости
(кожухотрубные и кожухозмеевиковые);
2)* с открытым уровнем охлаждаемой жидкости (вертикально-
трубные, панельные).
по характеру заполнения рабочим веще-
веществом:
1) затопленные;
2) незатопленные (оросительный, кожухотрубный с кипением
в трубах, змеевиковый с верхней подачей жидкости).
Испарители могут подразделяться и на другие группы (в зави-
зависимости от того, на какой поверхности происходит кипение рабочего
вещества; по характеру движения рабочего вещества и др.). В ка-
качестве промежуточного жидкого теплоносителя в испарителях при-
применяются рассолы (водные растворы солей NaCl, СаС12), вода, спирт,
водный раствор этиленгликоля и др.
На рис. 7.22 показаны кривые, характеризующие свойства
наиболее распространенных рассолов. Кривые, лежащие в левой
части диаграммы £ — t, характеризуют начало процесса кристалли-
кристаллизации раствора с выпадением кристаллов льда, кривые в правой
части диаграммы характеризуют начало кристаллизации растЕора
с выпадением кристаллов соли.
С возрастанием концентрации рассола температура начала за-
затвердевания (кристаллизации) сначала падает, затем становится
314 , "

равной температуре криогидратной точки и далее повышается.
Заканчивается процесс кристаллизации вне зависимости от концен-
концентрации при криогидратной температуре. По мере выпадения кри-
кристаллов льда или соли, с понижением температуры рассола остав-
оставшаяся жидкая фаза будет либо увеличивать свою концентрацию
(левая кривая), либо уменьшать (правая кривая) до состояния эвтек-
эвтектического раствора, соответствующего концентрации криогидратной
точки. Для раствора NaCl криогидратная температура равна
—21,2СС, а концентрация 28,9%; для раствора СаС12 — соответ-
соответственно —55 СС и 42,5 %.
С помощью диаграмм g — t или таблиц устанавливается зависи-
зависимость концентрации рассола от температуры начала кристаллизации.
Ю 20 30
Масс оба я доля No Cl
6 100 частях Н2О
О 20 W ВО
Массобоя доАя Са С12
6 ЮО частях Н20
Рис. 7.22. Диаграммы \— / для рассолов
Обычно рассол выбирается с концентрацией меньше или равной
эвтектической, что обусловлено экономическими соображениями
(меньший расход соли). Температура начала кристаллизации рас-
рассола должна быть ниже температуры кипения холодильного агента.
При высокой концентрации рассола (при низких температурах)
повышается его вязкость, поэтому даже при больших скоростях
движения режим течения жидкости будет ламинарным или переход-
переходным. Вследствие этого ухудшается теплоотдача от рассола, а соответ-
соответственно увеличивается площадь теплопередающей поверхности аппа-
аппарата, особенно при малых диаметрах применяемых труб.
Увеличение плотности теплового потока может быть достигнуто
применением теплоносителей, имеющих меньшую вязкость (напри-
(например, вязкость R30 в 20--40 раз ниже раствора СаС12).
Испарители для охлаждения жидких теплоносителей. Кожухо-
трубные испарители затопленного типа. Аппараты такого типа
являются наиболее распространенными и применяются в машинах
как средней, так и крупной производительности. В кожухотрубных
испарителях затопленного типа рассол охлаждается при движении
внутри труб, а рабочее вещество кипит на их наружной поверхности.
Принципиального различия между аммиачными кожухотрубными
испарителями и аппаратами, работающими на хладонах, нет. Отли-
315

чие состоит в конструкции поверхности теплообмена и материалах,
применяемых для изготовления.
Кожухотрубный испаритель представляет собой горизонтально
расположенный цилиндрический барабан (обечайку), с двух сторон
к которому приварены плоские трубные решетки с отверстиями.
Через эти отверстия протянуты трубы, образующие теплообменную
поверхность. Трубы развальцовываются в отверстиях. К трубным
доскам крышки крепятся болтами. Одна из крышек имеет входной
(нижний) и выходной патрубки для рассола, другая — выпускные
отверстия для воздуха (верхнее) и для рассола. В крышках распо-
расположены горизонтальные перегородки, обеспечивающие многоходо-
многоходовое движение рассола, причем они смещены по вертикали в разных
крышках. Число ходов по теплоносителю составляет 4—12, чтобы
обеспечить достаточно высокую скорость движения рассола. На обе-
обечайке находятся штуцеры для установки манометра и приборов
автоматики.
В аммиачных испарителях к верхней части обечайки приварен
сухопарник, к нижней — маслоотстойник. Пучок труб заполняет
обечайку не полностью, верхняя часть ее свободна от труб. Подача
рабочего вещества производится снизу аппарата, а отвод паров —
через сухопарник. Для аппаратов с большой поверхностью подвод
парожидкостной смеси осуществляется от общего коллектора в не-
нескольких точках по длине испарителя. Отвод пара осуществляется
через несколько патрубков, объединенных общим коллектором.
Это обеспечивает равномерное омывание тенлопередающей поверх-
поверхности потоком рабочего вещества.
Пучок труб в испарителях шахматный, ромбический. В аммиачных
аппаратах применяются стальные бесшовные гладкие трубы. При
работе на хладонах применяются медные трубы с накатными реб-
ребрами.
Па рис. 7.23 показан общий вид аммиачного кожухотрубного
испарителя затопленного типа, а на рис. 7.24 —общий вид хладо-
нового кожухотрубного испарителя.
В испарителях холодильных машин с центробежными компрес-
компрессорами теплоиередающая поверхность собрана в плотный шахмат-
шахматный пучок с уменьшенными перемычками между трубами. Пучок
занимает примерно половину объема обечайки, свободная часть ко-
которой выполняет функции сухопарника для осушения и перегрева
пара. Для обеспечения требуемого перегрева пара на всасывании
в компрессор подача теплоносителя осуществляется через верхний
патрубок, тогда в зоне перегрева создается максимальная разность
температур. Для уменьшения уноса капель рабочего вещества над
пучком устанавливаются сепараторы. Равномерность подвода паро-
парожидкостной смеси обеспечивается специальным распределителем.
Он способствует лучшей турбулизации потока и улучшению про-
процесса теплопередачи.
Плотность теплового потока gF в испарителе зависит от скорости
движения теплоносителя w и температурного напора (разности тем-
температур между охлаждаемой средой и кипящим рабочим веществом)
316

317

318

Gm. Ориентировочные значения плотности теплового потока в испа-
испарителях приведены в табл. 7.4."
Кожухотрубные оросительные испарители. Как и в кожухотруб-
ных испарителях затопленного типа рассол в оросительных испа-
испарителях течет по трубам, а холодильный агент кипит на поверхности
пучка труб, стекая по нему в виде пленки.
Кожухотрубные оросительные испарители заполняются мень-
меньшим количеством рабочего вещества, гидростатический столб жид-
жидкости практически не влияет на температуру кипения, интенсивность
теплопередачи выше за счет большего коэффициента теплоотдачи
при кипении в стекающей пленке. Для интенсивной работы аппарата
необходимо обеспечить равномерное орошение поверхности труб.
Таблица 7.4
Ориентировочные значения плотности теплового потока qF в испарителях
°m«CC
3
4
5
6
Тип
0
1800
2900
3900
—
ИТГ на
при to>
— 15
1700
2800
3500
~—
аммиаке
СС
-25
1600
2200
—
Тип ИТГ
ПрИ l£.'s
КО
1600
2300
3100
на R22
, М/С
1,3
2300
3500
4600
Тип ИГР
при w^
1,0
3200
4600
5700
на R22
, м,с
1,5
4600
6400
7900
Примечай и е. Кожухотрубные испарители с гладкими трубами затопленного типа
ИТГ применяются в составе аммиачных и пропаиовых холодильных машин: кожухотрубиые
испарители с ребристыми трубами затопленного типа ИТР — в составе хладоновы.ч холо-
холодильных машин ил R12 и R22.
На рис. 7.25 показан кожухотрубный оросительный испаритель.
Плотность теплового потока в оросительных кожухотрубных испа-
испарителях достигает 2900—3500 Вт/м2.
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб. Испа-
Испарители такого типа имеют несколько конструктивных решений:
кожухотрубные испарители (с прямыми и с U-образными трубками);
вертикально-трубные и панельные испарители.
В кожухотрубных испарителях можно получать низкие темпе-
температуры теплоносителя, не опасаясь его замерзания и разрыва тру-
трубок. На рис. 7.26 приведена конструкция кожухотрубного испа-
испарителя с кипением рабочего тела внутри прямых труб. Для обеспе-.
чения достаточной скорости движения теплоносителя внутри ко-
кожуха установлены вертикальные перегородки. Скорость охлаждае-
охлаждаемой жидкости w8 = 0,3-7-0,8 м/с.
На рис. 7.27 показана конструкция кожухотрубного испарителя
с внутритрубным кипением в U-образных трубках.
Панельный испаритель (рис. 7.28) представляет собой прямо-
прямоугольный бак, в котором размещены испарительные секции панель-
панельного тина и мешалка для обеспечения циркуляции рассола. При раз-
разности температур 0„, = 5-т-6сС плотность теплового потока в па-
панельных- испарителях достигает qF = 2900ч-3500 Вт/м'2.
319

Испаритель-конденсатор. Испаритель-конденсатор является эле-
элементом каскадных холодильных машин, связывающим между собой
верхний и нижний ветви каскада. Для верхней ветви каскада он
является испарителем, для нижней — конденсатором.
L
Рис. 7.26. Кожухотрубный испаритель с кипением рабочего
/, р — вход н выход рабочего вещества; 2 — крышка; 3, 7 — ныход и вход рассола; 4 —•
трубы; 6 — вентиль для продувки; 8 — трубная решетка;
L
Рис. 7.27. Кожухотрубный испаритель с кипением рабочего вещества
/, 2 — вход и в.ыход рабочего нешества; 3 — крышка; 4, 9 — вход и выход рассола; 5 — кипя
7 — вентиль для продунки; 8 — кожух;
Конструкция испарителя-конденсатора показана на рис. 7.29.
При разности температур в аппарате 8 °С плотность теплового по-
потока доходит до qF = 1600 Вт/м2.
Испарители для охлаждения воздуха. Воздухоохладители. Воз-
Воздухоохладители делятся на поверхностные (сухие), контактные
320

(мокрые) и смешанного типа. Наиболее распространенными яв-
являются аппараты поверхностного типа, в кото-
которых воздух отдает теплоту рабочему веществу, кипящему внутри
труб, или рассолу, протекающему по ним. Аппараты, в которых
кипит холодильный агент, называют воздухоохладителями непо-
непосредственного охлаждения, а при отводе
теплоты рассолом или еодой — воздухо-
воздухоохладителями водяного или рассольного
охлаждения. В контактных воз-
воздухоохладителях отвод тепло-
теплоты от воздуха происходит за счет непо-
непосредственного контакта последнего с водой
или рассолом. Контактные воздухоохла-
воздухоохладители выполняются форсуночными или с
орошаемой насадкой. В аппаратах
смешанного типа отвод теплоты
от воздуха происходит за счет кипения
рабочего вещества в трубках . и за счет
контакта с рассолом, охлаждаемым на по-
поверхности трубок путем их орошения.
Поверхностные воздухоохладители
обычно выполняют в виде пучка оребрен-
ных труб, заключенных в кожух. Гладкие
трубы используют редко: в том случае,
когда при охлаждении воздуха требуется
его осушка. Циркуляция воздуха через
аппарат принудительная, с помощью вен-
вентиляторов. Длина одного змеевика (от жид-
жидкостного до парового коллектора) 5—15 м,
в крупных аппаратах до 20—25 м. Макси-
Максимально допустимая длина такова:
4м = rdn№[4'{4nnqF 1ф), G.49)
где г — теплота парообразования, Дж/кг;
dBn — внутренний диаметр трубы, м; яд =
= ^(^вх — *ных) — кратность циркуля-
циркуляции; х — паросодержание, кг/кг; qFhn—
плотность теплового потока, отнесенная
к площади внутренней поверхности тру-
трубы, Вт/м2.
На рис. 7.30 показана конструкция
сухого воздухоохладителя непосредст-
непосредственного охлаждения, работающего на
R22. Воздух подается нормально пучку
труб, жидкий R22 — через распределитель в секции, располо-
расположенные горизонтально по высоте аппарата, отвод пара —
снизу каждой секции через вертикальный паровой коллектор.
Такая конструкция аппарата обеспечивает хороший возврат
масла. •
вещества внутри прямых труб:
перегородки; 5 — кипятильные
Ю — слив рассола
внутри U-образных труб:
тильные трубы; 6 — перегородки;
10 — слив рассола ' ;
П/р И. А. Сакуна
321

Контактные воздухоохладители широко применяются при кон-
кондиционировании воздуха, когда помимо охлаждения требуется регу-
регулировать и влажность воздуха. Главное достоинство контактных
аппаратов — меньшая разность температур между воздухом и оро-
орошающей жидкостью (водой или рассолом). На рис. 7.31 показан
принцип работы форсуночного контактного воздухоохладителя, на
Рис. 7.28. Панельный испаритель:
3 — от делитель жидкости; 2 — выход паров аммиака; 3 — коллектор сборный; 4 — коллектор
распределительный; 5 — вход жидкого аммиака; 6 — перелив рассола; 7 — выход рассола;
8 — спуск рассола; 9 — изоляция; 10 — спуск масла; // — автоматический предохранитель-
предохранительный клапан
рис. 7.32 изображен воздухоохладитель с орошаемой насадкой.
Охлаждающая жидкость разбрызгивается форсунками на слой иа-
садки, состоящий из фарфоровых колец. Воздух пропускается через
слой колец противотоком снизу вверх и в результате контакта с на-
насадкой охлаждается. Для предотвращения уноса капель жидкости
над насадкой установлен сепаратор или отбойный слой колец.
Камерные приборы тихого охлаждения. Камерные приборы ти-
тихого охлаждения представляют собой теплообмеииые аппараты —
батареи, служащие для охлаждения воздуха в охлаждаемых помеще-
помещениях. Внутри батарей движется рассол или кипит рабочее вещество,
отнимая теплоту от воздуха в результате его естественной циркуля?
322

s
X
Я
I
я
С
'Л
I»
a
n*
323

324

воздух
Рис. 7.31. Схема форсуночного воздухоохладителя
====Ё ' \ j
Воздух
Рис. 7.32. Воздухоохладитель с орошаемой насадкой:
/ — отбойный слой; 2 — рабочий слон
IV 'V ' Т'Л'
г 1
Рис. 7.33. Аммиачная ребристая однорядная батарея:
штуцер; 2 — коллектор; 3 — подвеска; 4 — труба оребренная; 5 — подвеска; 6 — кол-
' лектор
325

ции. Рассольные батареи применяются редко, только в тех случаях,
когда этого нельзя избежать ио условиям безопасности. Батареи,
как правило, изготавливают оребреииыми с целью увеличения плот-
плотности теплового потока q>BH, сокращения расхода труб и уменьше-
уменьшения габаритных размеров аппарата.
Охлаждающие батареи бывают: потолочные, пристенные (одио-
и двухрядные) гладкотрубиые и ребристые, коллекторные и змееви-
ковые и т. п. На рис. 7.33 показана аммиачная пристенная батарея
коллекторного тина АРС. Батарея имеет трубы, на которые спи-
спиралью навиты ребра. На рис. 7.34 изображена аммиачная ребристая
потолочная батарея типа АРП. Батарея состоит из двух трехтруб-
трехтрубных элементов, соединенных жидкостным и паровым коллекторами-.
В каждом элементе две трубы расположены в верхнем ряду, одна —
в нижнем. На рис. 7.35 показана пристенная ребристая батарея
типа ИРСН, работающая па R12 или R22.
§ 7-5. Расчет теплоотдачи в испарителях
Расчет теплоотдачи при кипении рабочих веществ. Кипение
жидкостей может быть пузырьковым и пленочным. Переход от пу-
пузырькового к пленочному режиму кипения характеризуется крити-
критическим тепловым потоком qFKP- В испарителях холодильных машин
<7г <5<?гкр> поэтому для них характерен пузырьковый режим кипе-
кипения. Интенсивность процесса кипения возрастает с увеличением
количества активных центров парообразования, поэтому шерохова-
шероховатость поверхности теплообмена влияет на теплоотдачу.
Процессы кипения в аппаратах холодильных машин протекают
в большом объеме на поверхностях пучков гладких или ребристых
труб при естественной конвекции или в трубах и каналах при есте-
естественной и вынужденной конвекции.
Кипение в большом объеме на одиночной трубе. На теплоотдачу
при кипении жидкости в большом объеме влияют физические свой-
свойства вещества, плотность теплового потока qF или температурный
напор 9W, давление или температура насыщения, а также характе-
характеристика системы жидкость поверхность нагрева.
С увеличением плотности теплового потока или температурного
напора теплоотдача при кипении в большом объеме возрастает.
Сначала это свободная конвекция, когда перегретая жидкость
поднимается к поверхности и испаряется, затем с увеличением qF
начинается неразвитое пузырьковое кипение, далее оно пере-
переходит в развитое и, наконец, наступает период пленочного ки-
кипения.
Коэффициент теплоотдачи при кипении хладопов на одиночной
горизонтальной трубе аот в зоне свободной конвекции и неразвитого
пузырькового кипения (при числах Релея 3-10* <: Ra <: 108) опре-
определяется по уравнениям:
Nu = O,21Ra'/3, <7.50)
327

где Ra — число Релея, Ra = GrPr = g/3p6/(va); или в размерном
виде
аот=Л^/4нар = 5в1/3. G.51)
При кипении аммиака в зоне свободной конвекции при 103 <2
<: Ra ^: 106 справедливы уравнения:
Nu = 0,5Ra*/< G.52)
или в размерном виде
aoTcK = Ad-l%/5lla? = Bd-]/4Qm. G.53)
Значения коэффициентов А и В для некоторых хладоиов и аммиака
приведены в табл. 7.5.
Таблица 7.5
Коэффициенты#к уравнениям G.51) и G.53
я
Is
A
В
Rll
48
174
RI2
54
205
R2I
55
209
R22
62
240
RI42
53
200
RC3I8
48
174
Аммиак при /о (°С)
to =
= -30
197'"
— 40
70,0
202
— 10
71,0
207
72,5
211
74,0
217
В зоне развитого пузырькового кипения коэффициент теплоот-
теплоотдачи при кипении хладоиов определяется по уравнению:
ар = C<$7japF (я) (Rz/R2 этH'2, G.54)
где Со = ЬЪОрьрТ'^М'*; п = ро/рк?\ Rz — абсолютная средняя вы-
высота неровностей на шероховатой поверхности, мкм (для стальных
труб Rz = 3—6 мкм); RzQT—то же для эталонной поверхности
(Rzot = 1 мкм); М — молекулярная масса;
Значения Со для некоторых хладопов приведены ниже:
Рабочее веще-
вещество Rll R12 R!3 R13B1 R22 R142 R113 R!14 RC318 R502
Cv 3,5 4,2 5,22 4,51 4,74 4,05 3,07 3,51 3,85 4,54
Функция F (я) в
я
0,003
0,005
0,01
F (я)
0,146
0,150
0,100
я
0,02
0,05
0,10
уравнении G.54) приведена ниже:
F (Я)
0,180
0,241
0,345
я
0,20
0,30
0.40
F (Я)
0,560
0,791
1,040
я
0,50
0,60
0,70
F (я)
1,34
1,70
2,175
я
0,80
0,90
0,95
F(n)
3,02
5,18
9,25
В том случае, когда в хладоне растворено масло, коэффициент
теплоотдачи, определенный по уравнению G.54), умножается на по-
поправочный множитель ем, определенный по графикам (рис. 7.36).
328

Для аммиака в зоне развитого кипения коэффициент теплоот-
теплоотдачи определяется по уравнению (при /0 = — 40-г + 20°С и аР =
-23 000-^87 000 Вт/м2).
; ар=13,7Г'0>£', G.55); G.56)
где р0 — давление кипения, бар.
-л" В переходной зоне неразвитого пузырькового кипения коэффи-
коэффициент теплоотдачи со стороны аммиака определяется по уравнению
«ир = «отек V 1 + (ap/*0TtK). G.57)
Кипение в большом объеме на горизонтальном пучке гладких
труб. При кипении на пучке труб средний коэффициент теплоот-
а)
0,2
Рис. 7.36. Поправочный множитель ем, учитывающий влияние масла для R12 (а)
и R22 (б):
1 — Яр= 1800 Вт/м8; 2 — qF= 5000 Вт/м2; 3 - qF= 10 000 Вт/м2; горизонталь*
иая труба; горизонтальная пластина
дачи больше, чем при кипении на одиночной трубе. Интенсификации
теплообмена способствуют пузырьки пара, поднимающиеся с по-
поверхности нижних рядов труб. Средний коэффициент теплоотдачи
пучка при кипении хладонов при qF = 1000-И 0 000 Вт/м2 опреде-
определяется по уравнению
a = «oien, G.58)
где aOT определяется по уравнению G.54); еп определяет влияние
числа рядов труб в пучке (рис.'7.37). С учетом влияния примеси
масла вводится дополнительно поправочный множитель ем. При
'о = —25ч- —10сС, qF — ЮОО-т-6500 Вт/м2 и концентрации масла
в R12 или R22 до 6 % ем - 0,96.
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении ХН:, на пучке
труб диаметром 25—38 мм при числе рядов труб по высоте 6—10 в ин-
интервале температур /0 ^ 0 ч— 30 СС и плотности теплового потока
^=1200-5-12 000 Вт/м2 определяется по уравнениям
или а = 580в0'067. G.59); G.60)
329

Кипение в большом объеме на горизонтальном пучке оребренных
труб. При кипении хладонов на пучках из труб с накатными реб-
ребрами, без примесей масла коэффициент теплоотдачи определяется
по уравнению
а = ааге„р, G.61)
где аот— средний коэффициент эталонного (шестирядного) пучка; ецР—
коэффициент, учитывающий влияние числа рядов по высоте пучка.
2,6
2/2
>
1—
Ю
у~* -
t=
■PO'C
1—
0 12 3+56
Рис. 7.37. Поправочный множитель ец, учитывающий влияние числа рядов
в пучке гладких труб: а — десятирядный пучок (для R22); б — пятнадцати-
рядный пучо;: (для R12);
, — $/d =, 1.15; s/d = 1,30; s/</ = If45
Для R12
аэт =
Для R22
G.62); G.63)
. .. >o* • G.64); G.65)
\ уравнениях G.62)—G.65) p0 выражено в барах A бар =
= 105 Па), а величина е11Р определяется по графикам рис. 7.38.
Уравнения для аэт справедливы для шестирядного пучка
cs/d,,ap = 1,28 при qF < 7000 Вт/м2. При 2000 < qF < 6000 гпр = Г.
При кипении на сребренном пучке R13 коэффициент теплоот-
теплоотдачи определяется по'уравнению
а = С<#и6ар или a = D9!'94. G.66); G.67)
Уравнения^ справедливы при t0 = — 60 ч-10 °С, qF = 2000-^
ч-ЮООО Вт/м2. Величины С и D зависят от температур кипепия70.
При to - -60 °С С = 5,2, D - 140,6; при t0 = —30 °С С = 9,65,
D =-■ 898,6; при ^ = —10 °С С = 15,3, D = 3581,6.
При кипении на шестирядном пучке R12 в смеси с маслом ХФ-12
при концентрации последнего £ = 8 % в интервале температур
*о = — 20-=—10 °С и тепловых потоках qF = 2000-6000 Вт/м18
коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению
a = ОэТемр, G.68)
336 t

где емр — коэффициент, учитывающий влияние масла при кипении
на оребренном пучке, гмр = 0,89 при /0 = —20 °С и гмр = 0,81
при /0 = —10 °С.
Коэффициент теплоотдачи при кипении R12 и R22 в смеси с мас-
маслами при 5=1-5-5% на 10—30 % выше, чем у чистых веществ;
при £ = 6-н8 % он уменьшается; наибольшие значения а наблю-
наблюдаются при £ = 1-ьЗ %.
£ пр
1,0
0,9
В)
0,8
0,7
0,6
п.
А
/
М
щ
?
у
1.
- ■—
0,9
/
f
12
8 10 12
— qF == 500 Вт/ма; 2 — qF
2 * 6 8 10 12 11 Пл
Рис. 7.38. Поправочный множитель епр,
учитывающий влияние числа рядов в
пучке ■ пп оребренных труб (а — для
R12; б —для R22);
1000 Вт/м2; 3 — Яр= 2000 Вт/м*; 4 — qF= 3000 Вт/м2;
_ *0 = —20°С; /о =- Ю СС
Кипение в трубах и каналах. Средний коэффициент теплоотдачи
при кипении хладонов в горизонтальных трубах при малых qF
определяется по уравнению
а = Сд5?1н(сф)'\ G.69)
где w — скорость рабочего тела, м/с; р — плотность жидкости,
кг/м3; Си п — коэффициенты, зависящие от свойств рабочего пе-
щества. Для R1-2 они соответственно равны 23,4 и 0,47; для R22 —
32,0 и 0,47; для R142 — 15,0 и 0,57.
Уравнение G.69) применяют при величинах qF, ограниченных
значениями массовой скорости wp, приведенных в табл. 7.6.
При значениях qF больше приведенных средний коэффициент
теплоотдачи находится по уравнению
а = Л<7/? вн (^р)' (Г1. G.70)
Коэффициент А зависит от температуры кипения /0 и рабочего
вещества (табл. 7.7).
Уравнение G.70) применяют при скорости жидкости, поступа-
поступающей в трубы w — 0,05н-0,5 м/с; ориентировочно w принимается
равный 0,05-г0,15 м/с.
331

Средний коэффициент теплоотдачи при кипении аммиака внутри
горизонтальной трубы определяется по уравнению
G71)
где aw — средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном дви-
движении жидкости по уравнению для переходного и турбулентного
режимов G.16) при ес = 1 и е/ = Г, av — средний коэффициент
теплоотдачи к аммиаку в зоне развитого кипения по уравнению
G.55).
Коэффициенты теплоотдачи при кипении хладоиов в вертикальных
трубах и каналах определяются по уравнениям:
Таблица 7 G в режиме пузырькового тече-
течения (*вх <: 0,02)
Плотность теплового потока
в зависимости от массовой скорости wP
кипящих рабочих веществ в каналах
Рабочее
веще-
вещество
R12
R22
R142
1500
J500
2800
UV.
120
1800
1800
3000
кг/(м
250
2000
2000
5000
400
2500
2500
7000
GoO
3000
3500
8000
-^- = 0,251———) (~ /
для кольцевого течения (*вк
= 0,17^-0,89)
где аш определяется по уравнению
G.73)
G.74)
В уравнениях G.70)—G.75) для труб d — внутренний диаметр
трубы, для каналов — эквивалентный диаметр cLMiB; К — тепло-
теплопроводность жидкости, Вт/(м-К); |ш — динамическая вязкость жид-
жидкости, Па-с; цст — то же при температуре стенки; г — теплота
парообразования, Дж/кг; с — удельная теплоемкость, Дж/(кг-К);
р' — плотность жидкости,...кг/м3; р* — то же для пара; а — поверх^
ностное натяжение, Н/м; х — паросодержаиие, кг/кг.
Таблица 7.7
Значения коэффициента А для некоторых рабочих веществ
Рабочее
вещество
R11
R12
R22
R142
to, °С
— 30
0,33
0,85
0,95
0,59
— 10
0,475
1,045
1.17
0,73
0
0,54
1,14
1,32
0,815
ю
0,605
1,23
1,47
0,90
30
0,79
1,47 '
1,25
1.125
332

Средний коэффициент теплоотдачи при кипении аммиака в вер-
вертикальных трубах и каналах в условиях свободной конвекции опре-
определяется по уравнению
а •-= B7,3 + 0,04/0) q°AicT0i2\ G.75)
справедливому при /0 '~~- —30н-0 °С и qF = ЮООч-14 000 Вт/м2 при
полностью заполненных трубах.
Испарение и кипение в стекающей пленке жидкости. Средний
коэффициент теплоотдачи при испарении пленки хладонов, стека-
стекающей по поверхности пучка горизонтальных труб, определяется по
уравнению
а = СГ * E/dHapH' » G-76)
где С — коэффициент, зависящий от свойств рабочего тела; для
R12 С = 7800, для R22 С - 9800, для R113 С = 5600; .Г — плот-
плотность орошения, м3/(м- с); S —- шаг • Т а б л и ц а 7.8
трубного пучка, м. ^^равиеиие
G.76) справедливо при <//? <^ </*'и. з-
Плотность теплового потока в на-
начале закипания
Значения
Рабочее
вещество
R!2
R22
о
г*
I
8,6
С2 =
/('о
при to, с
о
со
3,1
7,2
о
1
6,7
5,9
)
с
о
т
5,7
5,1
о
5,0
4,7
G.77)
где Сг — коэффициент, зависящий
от свойств рабочего вещества;
для R12 С,= 18,0, для R22 Сх = 16,0, для R11 и R113 d = 13,8;
р — давление жидкости, бар.
Для условий развитого кипения пленки
где С2 — коэффициент, зависящий от рабочего вещества и темпера-
температуры кипения С2 — / (/0) (табл. 7.8).
Уравнения G.76)—G.78) справедливы при qF = 500-^-25000 Вт/м2,
Г - @,3-2,4) Ю-4 м8/(м-с); s/daap - 1,1-2,2; dHaP - 18,0 мм.
. Расчет теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды. Теплоот-
Теплоотдача при вынужденном движении жидкости в трубах и каналах.
Коэффициент теплоотдачи со стороны рассолов определяется по
уравнениям G.14)—G.17) в зависимости от характера движения
жидкости и вида поверхности теплообмена.
Значения коэффициентов В для рассолов и жидких рабочих
веществ приведены в табл. 7.9 и 7.10.
Теплоотдача при вынужденном движении вдоль пластины. Сред-
Средний коэффициент теплоотдачи при движении жидкости вдоль пла-
пластины для ламинарного и турбулентного слоев определяется соот-
соответственно по уравнениям:
Nu = 0,66 Re0^ Pr0'33; Nu = 0,037 Re°'8Pr°>43. G.79); G.80)
В качестве определяющего размера при определении Re принята
длина 'пластины /0 в направлении потока. Переход от ламинарного
333

Таблица 7.9
Коэффициент В для рассолов
Рассол
NaCI
СаС1
Плотность
рассола
при 15°С
1060
1120
1175
ИЗО
1200
1250
1286
Температура рассола, °С
0
1410
1310
1200
1240
10G0
935
845
— 5
1280
1190
10G5
—
-10
1070
960
1000
875
7G2
684
— 15
865
*—~
— 20
795
695
G20
5G0
— 30
—
628
459
течения среды в слое к турбулентному происходит при Re ж
■« (З-з-б) 105.
Для воздуха при * = — 50ч-50°С уравнения G.79) и G.80)
приводятся к виду:
а = C,4 + 0,005/ж) V^lk\ а = D,6 + 0,004/ж) [(адрH|8/Й12I,
где tm — усредненная температура потока, °С; до0 — скорость дви-
движения потока, м/с.
При пользовании уравнениями G.79) и G.80) влияние на тепло-
теплопередачу поправки гс не учитывается.
Теплоотдача стекающей пленки растворов солей. При орошении
труб растворами солей коэффициент теплоотдачи определяется по
уравнениям соответственно для бромистого и хлористого лития;
а = 3450
0,004/ж)
нар
а = 1840 @,77 -1) A + 0,(Ш
G.81)
G.82)
В этих уравнениях g — концентрация раствора; /ж — темпера-
температура, °С; ft — плотность орошения, кг/(м-с); с^ар—наружный
Таблица 7.10
Коэффициент В для жидких рабочих веществ
Рабочее
вещество
Аммиак
R1I
R12
R22
— 30
2200
637
786
— 20
2235
—.
650
776
Температура,
— 10
2275
660
764
0
2320
570
665
750
10
2365
580
666
734
2Q
2390
586
G66
716
30
2410
590
G64
695
334

диаметр трубы, м. Уравнения справедливы при £ = 0ч-0,635; Гг =
= 0,0832^0,583 кг/(м-с); tm = 35-^55 СС; dHap = 16-М5 мм.
Теплоотдача при естественной конвекции. При конвективном
теплообмене среды в неограниченном объеме средние коэффициенты
теплоотдачи определяются по уравнениям:
для горизонтальной трубы при 103< Ra <* 108
Nu = 0,50 Ra°'2°; G.83)
для вертикальных стенки и трубы при 103 < Ra < 10° (ламинар-
(ламинарный режим)
Nir = с Ra0'25, G.84)
где с = 0,75 при Q/F = const и с = 0,55 при /ст = const;
при Ra>109 (переход-
(переходный и турбулентный ре-
режим)
Nu = 0,15Ra°>333. G.85)
Для удобства расчетов
уравнения G.83)—G.85)
преобразованы в виде-
Таблица 7.И
Значения коэффициентов Лл, Л2» А3
Коэффициенты
А2 при
QIF = const
А2 при
tCT = const
А3
Температура воздуха, с
— 50
1,38
2,08
1,535
2,15
— 20
1,34
2,00
1,46
2,02
0
1,31
1,98
1,44
1,87
20
1,26
1,88
1,40
1,74
С
50
1,22
1,84
1,35
1,04
где 0 = tCT — /сред — раз-"
ность между температурами стенки и среды, °С; Я— высота трубы
или стенки, м.
Значения коэффициентов Аъ А2 н А8 для воздуха приведены
в табл. 7.11.
Для горизонтальных труб диаметром 38—57 мм с круглыми спи-
спиральными навитыми ребрами высотой 40—50 мм и шагом-36 мм
а = 2,390.25. G.86)
Лучистый теплообмен. Этот вид теплообмена на практике всегда
сопровождается конвективной теплоотдачей. Обычно при расчетах
теплообмена в аппаратах холодильных машин лучистой энергией
пренебрегают. Однако при малых значениях коэффициентов конвек-
" тивиой теплоотдачи доля теплоты излучением может составлять
40—50 % и ее необходимо учитывать. Общий суммарный коэффи-
коэффициент теплоотдачи определяется по формуле
^общ == ал ~\~ с&к> G.87)
где
„,, оф f f > (/.оо)
1 ст — * ж
бпр — приведенная степень черноты системы, ч состоящей из двух
тел; ф — коэффициент облученности. х"
335

Приведенная степень черноты системы г1ф для тел, хорошо
поглощающих лучистую энергию (е £>0,5), определяется как про-
произведение степени черноты поверхности теплообмеииого аппарата К|
на степень черноты стен помещения в2, в котором установлен аи-
парат.
Конвективный коэффициент теплоотдачи определяется по урав-
уравнениям G.83)—G.86). Коэффициент лучеиспускания поверхности
абсолютно черного тела Со = 5,67 Вт/(м2-К4); для увлажненной
Т а б л II и я 7.12 металлической поверхиос-
Коэффициент (р для гладкотрубных батарей ¥уГ Л""" ' л
р ' Y V1 ^ Коэффициент облученнос-
облученности <р зависит от конфигу-
конфигурации поверхности бата-
батареи. Для одиночной глад-
гладкой трубы ср .- 1, для
батареи значения <р приве-
приведены в табл. 7.12.
Для ребристой трубы
вследствие взаимного
экранирования ребер и затенения ими трубы ц\ < 1. Коэффициент ф2
учитывает влияние числа рядов на теплоотдачу. Общий коэф-
коэффициент облученности <р = ф1»ф2* Значения ц>х и ф2 показаны на
рис. 7.39.
0,6
0,5
ю
OS
0,6
1>атарея
Однорядная
Двухрядная
Ф при s/d
1
0,63
0,31
г
0,82
0 52
о
0 87
0.63
4
0 90
0,70
5
091
0.74
6
0 92
0,77
0,4
0,2
0,1
о
2
h
Ч-
о <
ы
1
^*~—
_-——
i —
^— —
Г. —'
0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 Sp/dT Q-
!}S 2,0
Zfi6m/O
Рис. 7.39. Зависимость коэффициентов облученности <р, и ф2 от отноше-
отношений геометрических размеров ребристого пучка труб (£>р—диаметр
ребра; dT — диаметр трубы; sp — шаг ребер)
§ 7.6. Тепловой и конструктивный расчет
испарителей для охлаждения жидких теплоносителей
Исходные параметры. Общая методика расчета. Для расчета испа-
испарителя, предназначенного для охлаждения жидкого теплоносителя,
необходимо знать его холодопроизводителыюсть Qo, температуру
-теплоносителя после охлаждения в аппарате /s2) рабочее вещество
и тип аппарата.
Расчет испарителя сводится к определению площади его тепло-
передающей поверхности F и конструктивному решению, связыва*
ющему между собой его основные размеры.
336

Площадь теплопередающей поверхности испарителя определяется
из уравнения теплопередачи
где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К); 9т— средний ло-
логарифмический температурный напор, °С; qF — плотность теплового
потока, отнесенная к гладкой поверхности, Вт/м2.
Численное определение коэффициента теплопередачи в испари-
испарителе затруднено, так как тепловое сопротивление (коэффициент
теплоотдачи) со стороны кипящего холодильного агента находится
в степенной зависимости от 9. По этой причине решение уравнения
G.89) сводится к графическому определению величины qF при раз-
разных перепадах температур между стенкой и средами, обмениваю-
обменивающимися теплотой.
Средняя логарифмическая разность температур в испарителе
определяется по уравнению
9m="Szk- {7Щ
Охлаждение рассола в испарителях составляет примерно 3—5°С,
a 9m = 5-*-7°С, причем для хладоиовых аппаратов больше, чем для
аммиачных. Оптимальные величины Д/в и Э„, определяются технико-
экономическим расчетом.
При определении qF учитывается термическое сопротивление
стенки и загрязнений. В аммиачных испарителях оно составляет
@,7-f-0,9) 1(И (м2-К)/Вт; в хладоиовых аппаратах с гладкими
стальными трубами @,45ч-0,6) Ю~3 (м2-К)/Вт; в аппаратах с мед-
медными накатными трубами @,2-5-0,3) 10"* (м2-К)/Вт.
Графоаналитический метод расчета испарителя так же, как и
расчет конденсатора, сводится к определению плотности теплового
потока. Плотность теплового потока со стороны теплоносителя
к стенке с учетом всех термических сопротивлений
Тепловой поток со стороны рабочего тела, отнесенный к площади
поверхности со стороны теплоносителя,
fe = aa9aFa//v G.92)
В этих уравнениях 9, = tsm — /ст; 9а = fCT — /0; U == ibm =
= *о~т~ 9m; Fa — площадь поверхности теплообмена со стороны
рабочего тела; Fs — площадь поверхности теплообмена со стороны
охлаждаемой жидкости. Задаваясь несколькими значениями 9а @ <:
< 9d < 0m) находим соответствующие значения qFt по которым строим
зависимость qF = / (9а). Точка пересечения линий по зависимостям
G.91) и G.92) дает искомый тепловой поток.
337

Коэффициент теплопередачи аппарата, отнесенный к площади
поверхности со стороны хладоиосителя, определяется по уравнению
*F. = fr«/e«. G.93)
Коэффициент теплоотдачи со стороны рабочего тела
«a = W6a. <7.94)
Кожухотрубиые испарители затопленного типа. В начале расчета
задаются размерами труб, из которых будет составлена площадь
теплопередающей поверхности (диаметром труб и их типом), при-
принимается состав хладоиосителя и его концентрация, а также скорость
движения.
Теплофизические параметры теплоносителя определяются по
таблицам его свойств в зависимости от принятой концентрации £,
которая должна быть такой, чтобы температура замерзания рассола
'зам была ниже температуры кипения на 5—10 °С.
Из уравнения теплового баланса испарителя определяется мас-
массовый "расход теплоносителя
<7-95>
и количество труб в одном ходе аппарата
Полученная величина пл округляется до целого значения и по
уравнению G.96) уточняется скорость движения теплоносителя w.
По вычисленному числу Re определяется характер движения
теплоносителя и выбирается расчетное уравнение для определения
коэффициента теплоотдачи. Эти уравнения приведены в § 7.2. Плот-
Плотность теплового потока qFmi со стороны теплоносителя с учетом
термического сопротивления стенки и загрязнений, отнесенная
к площади внутренней поверхности, определяется по уравнению-
G.91). Плотность теплового потока со стороны рабочего вещества,
отнесенная к площади внутренней поверхности, находится по урав-
уравнению G.92). С учетом уравнений G.58)—G.60) при кипении на
пучке гладких труб уравнение G.92) примет вид:
при кипении аммиака
FBB; G.97)
при кипении хладонов
4(^)°^„-^Ь G-98)
338

При кипении хладоиов на пучке оребренных труб с учетом урав-
уравнений G.61)—G.68) плотность теплового потока определяется по
уравнениям:
для R12 qF вн = 335р8'5 (гпремрJ Э^nap/F&H; G.99)
для R 22 qF вн = bbb^^^F^F^ G.100)
для R13
G.101)
Полученная система уравнений G.91) и G.97)—G.101) позволяет
графоаналитическим методом определить плотность теплового потока
в испарителе, отнесенную к внутренней
гладкой поверхности. На рис. 7.40 пока-
показано это решение.
Коэффициент теплопередачи в аппа-
аппарате и коэффициент теплоотдачи от стен-
стенки к кипящему рабочему веществу опре-
определяется по уравнениям:
IL *?F НИ . *?F ВН
KW RH —**~ /Л У ™Р HII — /\ •
"F вн
Графоаиалитиче-
парителе
После определения по уравнению G.89)
площади внутренней поверхности тепло-
теплопередачи FBVt выполняется конструктивный,
расчет аппарата, позволяющий затСхМ осу-
осуществить его конструкторскую разработку.
Конструктивные размеры аппарата и
его теплопередающая поверхность связаны
соотношением:
Fmi'-^^d^n^iZy G. iO2);
где dM - впутреипий диаметр трубы, м
П] — число труб в одном ходе; 1Л — длина
труб в аппарате, м; z — число ходов.
Общее число труб в испарителе п — nxz определяет диаметр
аппарата при длине /3. Пучок труб в кожухотрубных испарителях
располагается по сторонам концентрических шестиугольников со
смещением в нижнюю часть обечайки. Верхняя часть освобождается
от труб с целью снижения уропня жидкого рабочего вещества по
высоте.
Число ходов в аппаратах четное и равно 2—8. Принимая число
ходов г, определяем общее число труб п и по специальным таблицам
или уравнению G.34) — число труб т по диагонали внешнего шести-
шестиугольника. Диаметр (внутренний) обечайки находится по зави-
зависимости G.36).
Оптимальное соотношение между длиной аппарата 1Л и DBH co-
стапляет 4—6.
. Кожухотрубные оросительные испарители. Тепловой поток со
стороны теплоносителя, движущегося внутри труб, определяется
339

по аналогии с расчетом кожухотрубных испарителей затопленного
типа но уравнению G.91).
Тепловой ноток со стороны испаряющейся на поверхности гори-
горизонтального пучка труб пленки хладопов с учетом уравнения G.78)
определяется по зависимости
qF в. = Cf7p°'7*el'7Fliap/F ,H. G.103)
Решая графоаналитическим методом систему уравнений G.91)
и G.103), определяем qFm и Fm. Далее выполняем конструктивный
расчет аппарата и для полученных конструктивных соотношений
определяем плотность орошения пучка труб рабочим веществом
Г - Ga/(/,p/ie), G.104)
где Ga — массовый расход рабочего вещества, кг/с; /, —длина
трубы, м; р - - плотность жидкости, кг/м3; п0 — эквивалентное
число параллельных тру& по ширине пучка,
Xp1/s2)^ G.105)
п — общее число труб в пучке; s} и s2 — горизонтальный и верти-
вертикальный шаг труб в пучке, м.
Полученное численное значение плотности орошения Г позволяет
установить правильность применения уравнения G.78). Для этого
по уравнению G.77) определяем тепловой поток в начале закипа-
закипания </м1.н- Если qF „i, > qy „. *Fuap/Fmi и Г лежит в допустимых
пределах @,Зч-2,4) 10~4 мя/(м-с), расчет выполнен правильно. В иро-
типиом случае расчет повторяется с учетом уравнения G.76).
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб и каналов.
В кожухотрубных испарителях с кипением хладопов внутри труб •
движение теплоносителя имеет сложный характер: па одной части
поверхности жидкость движется поперек труб, па другой — вдоль.
Однако первая часть поверхности преобладает, поэтому коэффи-
коэффициент теплоотдачи считается но уравнению G.18), а тепловой ноток
относится к наружной (гладкой) поверхности теплообмена по урав-
уравнению G.91). При определении а скорость теплоносителя принимается
равной w < 0,5 м/с.
Тепловой поток со стороны хладонов, кипящих в горизонтальных
трубах с внутренним оребрением, определяется с использованием
уравнений G.69) и G.70). Расчет выполняется в следующей после-
последовательности. Задаваясь скоростью движения хладопа ы\ опреде-
определяем его массовую скорость wp и число труб в одном ходе
*i = Са/(/ж*¥>). G.106)
гДе /ж — живое сечение внутри оребреппой трубы, м2 (для медных
внутриоребреппых 10-капальпых труб с d,!ap = 20 мм /ж ■=
=•• 1,1724-10~4 м2). Число пг округляем до целого значения и по нему
уточняем величину w.
Массовая скорость хладоиа wp определяет уравнение, по которому
рассчитывается тепловой поток.
340

Для тепловых потоков по уравнению G,69)
qF нар = Сит (арI'17*1 ei'I76FBH/FHap. G.107)
При тепловых потоках по уравнению G.70)
qF нар = Л2'5 H))°'5a-0'5e2a-5FBH/FHap, G.108)
Коэффициент оребреиия Fm/Faav = р, входящий в уравнения
G.107) и G.108) для вышеназванных труб, равен 2,52.
Совместное решение графоаналитическим методом уравнений
G.91) и G.107) или G.108) определяет плотность теплового потока
в аппарате. Сопоставляя полученное значение qF с данными рекомен-
рекомендациями, устанавливаем правильность применения уравнений G.107)
или G.108). Поверхность теплопередачи Flinp определяется по урав-
уравнению G.89) с учетом величины qynHV.
Кожухотрубные испарители с кипением внутри труб имеют, как
правило, число ходов z = 2. По этой причине скорость рабочего
вещества должна быть небольшой, тогда аппарат будет иметь огра-
ограниченную длину и отношение /,/D должно лежать в пределах 4—6 с
уменьшенным числом перегородок по длине и сопротивлением
движению хладопосителя.
Конструктивным расчетом, аналогично расчету кожухотрубного
испарителя, определяются общее число труб в пучке л, длина труб
в пучке /„ внутренний диаметр обечайки Dmi.
Расстояние между перегородками по длине аппарата находится
исходя из определенной величины живого сечения на пути теплоно-
теплоносителя
FH{ - — = —г?2 G- Ю9)
или
^к = "/(*1-<*нар); G.110)
отсюда расстояние между перегородками (шаг)
/' — ^ ж С7 11П
где пэ — эквивалентное число труб по ширине пучка [см. уравнение
.G.105)]; st — горизонтальный шаг труб, м; d^p — наружный диа-
диаметр труб, м.
Число перегородок по длине пучка
г' - IJV. G.112)
При развитом кипении в горизонтальных трубах аммиака тепло-
тепловой поток с учетом уравнений G.71), G.16) и G.55) и алгебраических
преобразований определяется по уравнению
qF нар = E0,7/7j'05ef + В1'5 4тГ 9а -Т52- • GЛ
341

G.114)
'"пар
В переходной зоне неразвитого пузырькового кипения аммиака
с учетом уравнений G.57), G.53) и G.16)
"пар
При расчете пластинчатых испарителей с кипением внутри вер-
вертикальных каналов тепловой поток со стороны теплоносителя удобно
относить к площади внутренней гладкой поверхности
? = —j Ц Т=ГХ F7T G.115)
as /"нар ^-J л* гнар
где а, определяется по уравнениям G.79) или G.80) в зависимости-
от характера течения теплоносителя при средней скорости w <:
<: 0,6 м/с.
Стандартные панели, из которых компонуются секции пластин-
пластинчатых испарителей, имеют следующие размеры: шаг каналов по
длине панели s: — 38 мм; толщина перемычки между каналами бр =
= 5 мм; длина перемычки 2А,, -- 13 мм; наружный диаметр канала
^нар ^ 25 мм; внутренний диаметр канала dbll — 20 мм; число ка-
каналов z -= 11; длина панели / — 0,42 м; высота панели Н -- 0,77 м.
Каждая секция- включает в себя шесть панелей при общей длине
L = 3 м. Панели в секции объединены общими коллекторами диа-
диаметром 25X2,5 мм.
Тепловой поток при кипении аммиака в вертикальных каналах
можно определить с учетом уравнения G.75) по уравнению
qFвн - B7,3 + 0,04/0)If82d^™#*. G.116)
При кипении хладонов qFBU определяется с использованием,
уравнений G.72)—G.74).
Совместное решение графоаналитическим методом уравнений
G.115) и G.116) определяет qFBH, по которому находится площадь
внутренней поверхности FBH.
При конструктивном расчете аппарата определяется число па-
параллельных секций гс и ширина канала между секциями (или шаг
между осями- секций).
Площадь внутренней поверхности одной секции из «пан
Япан'7лан* G Л17)
где Fkojjj! — внутренняя поверхность коллекторов (парового и жид-
жидкостного) секции, м2; пппп — число панелей в секции; fnaH — пло-
площадь внутренней поверхности одной секции (по каналам), м2.
С учетом конструктивных размеров панели и коллекторов урав-
уравнение G.117) примет вид
Fx = 2ndBHL + nnanndBnHz.
Число параллельных секций в аппарате
542

Эта величина округляется до целого большего числа, что идет в за-
запас расчетной площади поверхности аппарата.
Ширина1 каналов между секциями
B = FMe/Hzl9 • G Л18)
где F>K. с — площадь живого сечения каналов в направлении дви-
движения теплоносителя, м2; гх — число параллельных секций в дан-
данном направлении движения теплоносителя (в одном ходе);
F f7 ПОД
Шаг между осями секций
S = dmv + B. G.120)
Испаритель-конденсатор. В испарителе-конденсаторе одновре-
одновременно протекают два процесса: конденсация паров RI3 внутри пучка
горизонтальных труб и кипение R22 на наружной поверхности мед-
медных накатных оребренных труб. Тепловой поток при конденсации
R13 внутри пучка горизонтальных труб с учетом уравнения G.1)
определяется по формуле
4F^p=OJ2^r-^Ql/\ G.121)
где г — разность энтальпий пара и сконденсировавшейся жидкости,
Дж/кг.
Тепловой поток со стороны кипящего R22 определяется по урав-
уравнению G.100).
Для нахождения теплового потока в аппарате также применяется
графоаналитический метод, причем при построении зависимости
G.121) и G.100) имеется в виду, что 9m = t—/0.
После определения площади внутренней поверхности теплопере-
теплопередачи Fm выполняется конструктивный расчет аппарата.
§ 7.7. Расчет испарителей для охлаждения воздуха
Особенность тепло- и массообмена в воздухоохладителях. В воз-
воздухоохладителях относительно теплый влажный воздух соприка-
соприкасается с холодной теплопередающей поверхностью аппарата (в су-
сухих воздухоохладителях) или с холодной поверхностью воды или
рассола в мокрых воздухоохладителях. При температуре поверх-
поверхности ниже точки росы воздуха, входящего в аппарат, происходит
конденсация пара, содержащегося в воздухе, и выпадение влаги.
В сухих воздухоохладителях в зависимости от температуры поверх-
поверхности конденсат выпадает в пиле пленки воды или инея; в мокрых
воздухоохладителях конденсат смешивается с водой или рассолом.
У холодной поверхности воздух имеет ее температуру и стано-
становится насыщенным. Состояние выходящего воздуха представляет
смесь поступающего и насыщенного воздуха при температуре по-
поверхности.
343

В диаграмме d—i (рис. 7.41) точки, характеризующие состояние
воздуха у входа (/), выхода B) и у поверхности (w), расположены
на одной прямой, характеризующей процесс охлаждения воздуха.
Уклон линии процесса охлаждения характеризуется уравнением
G.122)
' d\ —
— dw
При расчете воздухоохладителей учитывают не только отводимую
теплоту QOt но и количество влаги WQ, которое должно быть отведено
от воздуха. Поэтому в колорическом расчете охлаждаемых помещений
наряду с установлением тепловых притоков необходимо опреде-
определять и притоки влаги через ограж-
ограждающие поверхности, от продуктов
и т. д.
Умножив уравнение G.122) на
расход сухого воздуха GB, получим
уклон линии процесса
е- QoWu. G.123)
Рис. 7.41. Процессы охлаждения
воздуха в воздухоохладителях
Эта величина называется тепло-
елажностным отношением.
Работа сухого воздухоохладителя
характеризуется диапазоном измене-
изменения температур охлаждающей по-
поверхности. С одной стороны, он ог-
ограничен касательной, проведенной
из точки / к липни ф — 1 (линия
/ — wt)9 с другой стороны — пересе-
пересечением линии dx = const с линией ф = 1 (линия / — а). Темпера-,
тура поверхности может быть и ниже twl, однако в этом случае у
поверхности охлаждения часть влаги воздуха выпадет в виде ту-
тумана.
При температуре поверхности выше точки росы ta воздух в воз-
воздухоохладителе не будет осушаться. При хранении пищевых про-
продуктов, когда отвод влаги от них нецелесообразен, температура
поверхности tw выбирается близкой к температуре точки росы ta.
Однако это приводит к уменьшению разности температур между
воздухом и поверхностью теплообмена, что, в свою очередь, влечет
за собой увеличение поверхности охлаждения и удорожание ап-
аппарата.
В мокрых воздухоохладителях предельные процессы ограничены
линиями 1 — Wi и / — &'2, касательными к линии <р = 1.
Если температура поверхности tw лежит в пределах twX <« tw <$
<3 ta — происходит охлаждение и осушение воздуха (влагосодержа-
ние уменьшается). При tw = ta воздух охлаждается без изменения
влагосодержания. Если ta <* tw < tx воздух охлаждается и увлаж-
увлажняется. Если при этом t'i = im то температура tw соответствует
пределу охлаждения воздуха. При ti <i tw <i tw2 воздух нагревается
и увлажняется.
344

Мокрые воздухоохладители широко применяются при конди-
кондиционировании, так как с их помощью можно регулировать в широ-
широких пределах температуру и влажность воздуха.
При низких температурах воздуха в качестве теплоносителя
вместо воды используется рассол. Концентрация рассола выбирается
такой, чтобы он не замерзал. В мокрых рассольных воздухоохла-
воздухоохладителях состояние насыщенного воздуха не будет соответствовать
кривой ф = 1, так как упругость водяных паров над рассолом ps
меньше, чем над водой р^. Состояние воздуха в пограничном с по-
поверхностью слое характеризуется точкой, лежащей на линии фя =
= Ps-Pw Упругость пара над рассолом ps определяется но табли-
таблицам, которые составлены для различных рассолов, применяемых
в холодильной технике.
Если заданы начальное состояние воздуха (точка /) и линия
фл ~ pJpm To область работы мокрого рассольного воздухоох-
воздухоохладителя ограничена линиями / — d и 1 — еу касательными к линии
фв < 1. Таким образом, воздух выходит из воздухоохладителя в не-
ненасыщенном состоянии и только в предельном случае близким
к насыщенному.
В большинстве случаев объемы воздуха, проходящего через
воздухоохладитель, устанавливаются с учетом технологических или
иных требований. Для обеспечения равномерности температур внутри
охлаждаемых помещений желательны большие количества цирку-
циркулирующего воздуха.
В сухих и мокрых воздухоохладителях практически возможное
предельное охлаждение воздуха (состояние при выходе) до ср =
= 0,95-Ю,97.
Количество теплоты, отведенной от воздуха вследствие тепло-
и массообмена с холодной поверхностью воздухоохладителя
Qo = o(im - iw)F~ WoiCT = GB(i1-i2)i G.124)
где а « а/Ср — коэффициент влагообмена, кг/(м2-с); im — энталь-
энтальпия воздуха при средней температуре в аппарате, Дж/(кг- К); iw —
энтальпия воздуха у поверхности охлаждения; F — площадь по-
поверхности теплообмена, м2; iCT —энтальпия конденсата, выпавшего
на поверхность охлаждения; Wo — количество выпавшего конден-
конденсата, кг/с; Gn — массовый расход воздуха, кг/с; с'р — теплоем-
теплоемкость воздуха, Дж/(кг*К).
Количество теплоты, отведенной от воздуха путем конвективного
теплообмена (сухой теплоотдачей),
Коэффициент влаговынадения
S = <2o/Qc,x. , G.126)
При tw >0°C
|=1 +2480 •£=£•; G.127)
345

при tw <S0°O
+ 2880 -ft—
G.128)
На рис. 7,42 показан процесс изменения состояния воздуха
в мокром форсуночном воздухоохладителе. В аппарат поступает
воздух состояния / (точка /). Основная часть воздуха вступает
в тепло- и массообмен с теплоносителем, выходящим в виде мелких
капель из форсунок. Частицы воз-
воздуха, непосредственно соприка-
соприкасающиеся с каплями, в пределе
приобретают температуру капель
и влажность, отвечающую усло-
условиям полного насыщения. Если
форсунками разбрызгивается вода,
то воздух у поверхности капель
будет иметь влажность, соответст-
соответствующую ер =•= 1. В процессе тепло-
и массообмена с воздухом тем-
температура теплоносителя (капель)
изменяется от twl до tw2. Равновес-
Равновесное состояние воздуха у поверх-
поверхности капель соответствует темпе-
температуре L,z и поэтому изменение
состояния основной части возду-
воздуха происходит по линии / —w2.
Часть влаги, выходящей из
п лп „ ~ форсунок, осаждается на стенках
Рис. 7.42. Изменение состояния воз- ^ у J
дута в мокром форсуночном возду- камеры и в выходных сепараторах,
хоохладнтеле Вследствие тепло- и массообмена
с воздухом температура этой вы-
выпавшей влаги близка к температуре предела охлаждения /n:il ---• /3.
Часть воздуха (меньшая) будет соприкасаться с этими увлаж-
увлажненными поверхностями и процесс изменения состояния этой части
воздуха пойдет по линии 1—3.
Если температура tw2 ниже температуры точки росы /а, то основ-
основная часть воздуха охлаждается и осушается. Другая (меньшая)
часть воздуха вследствие адиабатного испарения будет увлажняться
(процесс 1—3), при этом температура воздуха будет понижаться
менее интенсивно.
В результате сочетания этих двух процессов тепло- и массооб-
массообмена (процесса 1 — w2 и процесса /—3) действительный процесс
изменения состояния воздуха усредненно можно представить про-
процессом /—4. При увеличении расхода теплоносителя (и неиз-
неизменном количестве и состоянии подаваемого воздуха) процесс
1—4 будет приближаться к процессу / — до2 и, наоборот, при
уменьшении подачи теплоносителя — отходить от процесса
346

Процессы, происходящие в форсуночном воздухоохладителе,
принято характеризовать энтальпийным и температурным коэффи-
коэффициентами г\г и x\t:
G.129); G.130)
1*1 — <2 ^
11 12Д
гдъ г2—энтальпия воздуха после воздухоохладителя, кДж/кг;
*ад — температура воздуха после воздухоохладителя, °С.
Отклонение действительного процесса в воздухоохладителе от
условного определяется отношением
а = Ч|ЛЬ = е^'ёу, G.131)
где ёд и ёу — уклоны в действительном и
условном процессах.
Коэффициент влаговыделеиия действи-
действительного процесса
1Д = Qo';(Qo - rW0), G.132)
где г — теплота парообразования теплоно-
теплоносителя (воды), кДж/кг.
Условный коэффициент влаговыделения
1У = У а. G.133)
Уклон условного процесса
ёу = гЕу/(^-1). G.134)
Тепловой и конструктивный расчет воз-
воздухоохладителей. Сухие воздухоохладители.
Для расчета воздухоохладителя задают хо- Рис 7.43. Процесс ох-
лодопроизводительность Qo, начальное со- лаждеиия воздуха в сухом
стояние воздуха tx и ц>{ и количество влаги, воздухоохладителе
которое необходимо отвести от воздуха Wo,
или конечное состояние воздуха /2 и ср2. В результате расчета опре-
определяется площадь теилоиередающей поверхности F и температура
кипения рабочего вещества /0 или средняя температура теплоно-
теплоносителя tHm.
В сухих воздухоохладителях температура воздуха на выходе /2
принимается на 2—4° ниже, чем температура на входе tx.
По заданным исходным параметрам в диаграмме d—i строится
процесс изменения состояния воздуха (рис. 7.43) и определяются
энтальпии в точках /, 2 и о>. Эти величины можно определить и
с помощью таблиц влажного воздуха по формулам:
i = icyK -I- ф/вл; d - vd\ G.135); G.136)
где /Сух, /Вл — энтальпия сухого воздуха и влаги, кДж'кг; d" —
влагосодержание насыщенного воздуха, кг/кг. Эти параметры опре-
определяются при соответствующей температуре воздуха.
Параметры в точке w находятся по уравнению G.122) путем
подбора температуры twi при которой соблюдается это равенство,
347

или графическим путем,-с помощью построенного графика е =
= / (/„) и известного тепловлажностного отношения. Далее прини-
принимается тип и конструкция поверхности теплообмена (наружный c/Ifap
и внутренний dnn диаметры труб, высота h и шаг ребер и, толщина
ребер б, шаг труб по фронту s{ и в глубину s2).
Коэффициент конвективной теплоотдачи ак со стороны воз-
воздуха (сухого), отнесенный к поверхности оребренных труб, опреде-
определяется по уравнению G.19) для пучков труб с круглыми ребрами
и по уравнению G.20) — для труб с пластинчатыми ребрами. При
подсчете а,, исходят из условия, что массовая скорость воздуха
&'ир не должна превышать 5 кг/(м2-с). При больших ьувр возможен
срыв капель с поверхности теплообмена, унос и испарение их в по-
потоке воздуха и уменьшение осушающего действия воздухоохлади-
воздухоохладителя.
Для вычисления коэффициента теплоотдачи ан, учитывающего
конденсацию из воздуха водяного пара, по уравнениям G.127)
или G.128) находят коэффициент влаговыиадения £.
Тогда
ап = ак|. G.137)
Условный коэффициент теплоотдачи влажного воздуха, учиты-
учитывающий тепломассообмен, термическое сопротивление инея и кон-
контакта ребер с трубками,
G*138)
Условный коэффициент теплоотдачи, приведенный к внутренней
поверхности труб,
<х.ф. пи = аусл l(Fp/Fm) £# + A - FP/FBU)]. G.139)
Плотность теплового потока со стороны воздуха, отнесенная
к внутренней поверхности,
4F пи = «пр. пн (*в — U» G.140)
где */в — средняя температура воздуха, °С
Площадь поверхности теплообмена (внутренняя)
Эта величина является исходной для проектирования аппарата.
Воздухоохладитель компонуется из нескольких секций, которые
располагаются либо по вертикали, одна над другой, либо в глубину
одна за другой. Каждая секция проектируется с таким расчетом,
чтобы обеспечить принятую массовую скорость воздуха швр в живом
сечении аппарата.
При расходе воздуха
GB = Q0/(ii - У. G.142)
Живое сечение воздухоохладителя
/^ = GB/(^Pi). G.143)
348

Если секции воздухоохладителя размещены в глубину аппарата,
то поверхность теплообмена одной секции
а число параллельных секций
z = FjF'm. G.145)
Общая длина труб в секции
GЛ46)
При условии, что высота Н и ширина В аппарата находятся
в соотношении В/Н = /С, число рядов труб в секции
K). G.147)
Полученное значение т округляется до целого четного числа
и по уравнению G.147) уточняется величина К. Ее следует прини-
принимать такой, чтобы соотношение В/Н обеспечивало равномерный
обдув фронтальной поверхности воздухом.
Если отвод теплоты в воздухоохладителе обеспечивается холод-
холодным рассолом (хладоносителем), то его средняя температура tsm
находится исходя из следующих соображений. Задавшись измене-
изменением температуры рассола в воздухоохладителе Д/5 и несколькими
значениями средней температуры рассола ^т (в пределах tw—/sm =
= 0,5-^-2 °С), определяем расход рассола Gs и его скорость в трубах
w =-^2 G.148)
где cs — теплоемкость рассола, при принятых средних температурах,
кДж/(кг- К); г — число секций аппарата; ps — плотность рассола
при принятых температурах, кг/.м3.
В соответствии с определенными скоростями ws устанавливается
характер движения хладоносителя и выбирается расчетное урав-
уравнение для коэффициента теплоотдачи к рассолу [см. формулы G.14)—
G.16Ц
Плотность теплового потока со стороны рассола с учетом терми-
термического сопротивления стенки и загрязнений
as
/7
Так как /sm = var, то и qFBn по уравнению G.149) имеет не-
несколько значений. Истинная средняя температура рассола tsm на-
находится графическим путем, для чего но уравнению G.149) строится
зависимость qFnu — / (/sm) и по ее значению из уравнения G.140)
определяется tsm.
В том случае, когда в трубках воздухоохладителя кипит рабочее
вещество, его температура кипения /0 определяется в следующей
349

последовательности. В соответствии с холодопроизводительностью
воздухоохладителя Qo и числом параллельных секций аппарата z
определяется массовая скорость рабочего вещества wp при несколь-
нескольких температурах кипения t0 (в пределах /ю —/0 = 1-МО °С).
С учетом применимости одного из уравнений G.69), G.70) или G.71)
устанавливается зависимость плотности теплового потока qFmi
со стороны рабочего вещества от /0 при переменных температурах
стенки. Эти зависимости строятся в виде графиков <?/.пп=/@
(рис. 7.44). Искомая /0 находится
из графика при qF Ь1И определенном
ио уравнению G.140).
При расчете сухих воздухо-
воздухоохладителей целесообразно руко-
руководствоваться следующими реко-
рекомендациями. Толщина ребер из
латуни должна быть 0,2—0,4 мм,
из стали —0,3—0,5 мм. Шаг ре-
ребер при положительных темпера-
температурах кипения должен составлять
3—4 мм, при отрицательных
(вследствие инееобразованип) —
7—10 мм. Наибольшая компакт-
компактность достигается пластинчатыми
поверхностями с ребрами б ---0,2 мм
и шагом 2 мм. В пластинчатых ап-
аппаратах применяют медные (иногда
мельхиоровые) трубы диаметром
9X1 мм или 18 X Г мм.
Увеличение коэффициента теп-
теплоотдачи со стороны воздуха до-
достигается повышением массовой скорости воздуха до шпр =
= 5-5-6 кг/(м2-с), обеспечивающей спокойное стекание конденсата
по поверхности.
Целесообразно применение труб малых диаметров. Это снижает
вместимость аппарата по рабочему веществу, увеличивает его ком-
компактность и приводит к более благоприятной в отношении тепло-
теплообмена гидродинамической структуре потока рабочего вещества.
Контактное сопротивление лля монолитных и оцинкованных
ребер /?К(ЖТ = 0, для насадных ребер с воротниками при наличии
конденсата или' инея RKmr = 0,005 (при C =-- 1СИ-20), для сухих
поверхностей /?KWIT = 0,01. Теплопроводность инея при р =
=■= 250 кг/м8 принимается равной Х1т = 0,2 Вт/(м-К), толщина слоя
инея б,ш = 5-^-6 мм.
При высоких коэффициентах оребрения ф = 15-5-25) скорость
рассола (теплоносителя) принимается не менее 1—1,5 м/с, при ма-
малых (Р - 5-5-10) — не менее 0,5—0,8 м/с.
Мокрые воздухоохладители. Расчет мокрых воздухоохладителей
в отличие от других аппаратов имеет существенную особенность:
здесь отсутствует тепло передающая поверхность. В форсуночных
350
Рис. 7.44. К определению темпера-
температуры кипения рабочего вещества в
сухом воздухоохладителе

воздухоохладителях поверхностью теплообмена является поверх-
поверхность капель, в воздухоохладителях с насадкой — поверхность
струй, орошающих насадку, и поверхность самой насадки. В связи
с этим вводится условное понятие «площади теплопередающей по-
поверхности», за которую принимают площадь сечения воздухоохла-
воздухоохладителя, нормальную движению воздуха.
При расчете форсуночного воздухоохладителя допускаются раз-
различные сочетания между заданными и искомыми величинами. Если
заданы параметры воздуха при входе t{ и <pL, холодопроизводитель-
ность Qo и количество влаги Wo, которую нужно отвести, то в ре-
результате расчета определяется состояние воздуха на выходе из
аппарата /2 и Фг* количество воды
(теплоносителя) G^, подаваемой че- ~
рез форсунки, и площадь попереч- *
ного сечения воздухоохладителя F. $$
Могут быть и другие сочетания. о,8
В начале расчета принимается о,7
коэффициент орошения \i и массовая о9б
скорость воздуха с^р (обычно 2,5
кг/(м2*с). По графику зависимости
ЭНтальпийного )\t И температурного!], Рис*- 7*45* Зависимость щ и x\t от
коэффициентов охлаждения опреде-
определяются их значения (рис. 7.45).
—
=
:..
О,70#0,3',0
Рис. 7.45. Зависимость rjj
коэффициента орошения )л (при
о/ир« 2,5 кг/(м2-с)
Далее по уравнению G.131) определяется отклонение действительного
процесса в воздухоохладителе от условного. По уравнению G.132)
находится коэффициент влаговыделения действительного процесса
£д и по уравнению G.133) |у для условного процесса. Тепло-
влажностное отношение для условного процесса еу находится по
уравнению G.134).
Проведя в d—i-диаграмме из точки начального состояния воз-
воздуха / (рис. 7.42) линию /—w2 с уклоном гуу находим в точке ее
пересечения с линией <р •— 1 температуру /^ и энтальпию lw2.
Используя уравнение G.129), находим энтальпию воздуха на вы-
выходе из воздухоохладителя i2. Из уравнения G.130) находим тем-
температуру воздуха /2д-
При массовом расходе воздуха Gn no уравнению G.142) коли-
количество отводимой влаги
WQ - Gn (dx — а2д). G.150)
Эта величина должна соответствовать заданной условиями за-
задачи. В противном случае расчет повторяется при другом коэффи-
коэффициенте орошения |л.
Расход воды, разбрызгиваемой через форсунки,
Gw =
Начальная температура воды
G.151)
G; 152)
351

Площадь поперечного сечения ~ воздухоохладителя
F = GJ(wBp).
G:153)
Приняв число рядов форсунок г (обычно 2—3), число форсунок
на 1 м2 площади сечения пу получим общее число форсунок в воз-
воздухоохладителе
G.154)
Расход воды на одну форсунку
gw = Gw/no6uK. G Л 55)
По расходу gw можно определить диаметр выходного отверстия
форсунки.
Если в форсуночном воздухоохладителе отвод теплоты осу-
осуществляется рассолом, может быть использована та же методика
расчета. При этом необходимо учесть
различие между упругостью водяно-
водяного пара над рассолом и упругостью
пара над водой.
Мри расчете мокрого воздухо-
воздухоохладителя с насадкой задается
начальное состояние воздуха tx и ср*,
холодопроизводнтельность Qo, коли-
количество отводимой влаги Wo, темпе-
температура воздуха после аппарата /2
или количество охлаждаемого возду-
воздуха. Расчетом определяется расход
теплоносителя Gs, площадь попереч-
поперечного сечения воздухоохладителя F
(площадь решетки, на которую уло-
уложена насадка) и высота орошаемой
насадки.
По начальным параметрам возду-.
ха и тепловлажностному отношению
е |см. уравнение G.123) ] в диаграм-
диаграмме d—i пр'оводится линия 1—3, характеризующая процесс охлаж-
охлаждения (рис. 7.46) воздуха рассолом. Если охлаждение осуществ-
осуществляется водой, точка 3 лежит на линии ср — 1.
Задавшись степенью нагрева теплоносителя Ats (обычно 2—4 °С),
определяют расход теплоносителя
G, = (?0.'(г,Д4), G.156)
где с$ -г- теплоемкость теплоносителя при температуре t8 и принятой
концентрации, кДж/(кг-К).
По принятой скорости воздуха во фронтальном сечении дов =
= 0,8-М,5 м/с определяют площадь решетки F [см. уравнение
G.153)]. Высоту слоя насадки (колец Рашига) б определяют в зави-
зависимости от высоты дождя или интенсивности орошения Нт массо-
352
Рис. 7.46. Процесс охлаждения воз-
воздуха в воздухоохладителе с насад-
насадкой

вой скорости воздуха шпр и условного коэффициента теплопередачи,
отнесенного к 1 м2 сечения решетки, kf
kf = Q0/(FQmtJ, G Л 57)
где 9т — средняя логарифмическая разность температур в аппа-
аппарате, "С; £д — коэффициент влаговыпадения действительного про-
процесса [см. уравнение G.132)].
Условный коэффициент теплопередачи может быть определен
и из эмпирического уравнения
kf = (О,1015 + 0,59436) 1О5ЯГ2 (шр)°'5+0*66. G.158)
Совместное решение уравнений G.157) и G.158) позволяет опре-
определить 6. Это решение лучше выполнять графоаналитическим мето-
методом, находя зависимость kf — f (б).
§ 7.8, Вспомогательная аппаратура
Рабочая схема холодильной машины отличается от принципиаль-
принципиальной наличием наряду с основными элементами вспомогательной
аппаратуры, запорной арматуры, приборов автоматического регу-
регулирования и защиты, а также контрольно-измерительных при-
приборов .
К вспомогательной аппаратуре относятся теплообменники, про-
промежуточные сосуды, маслоотделители, отделители жидкости, гря-
грязеуловители, переохладители, ресиверы, фильтры, осушители и др.
Их назначением является повышение термодинамической и энерге-
энергетической эффективности холодильной машины, создание условий
безопасной работы, повышение надежности эксплуатации обору-
оборудования.
Остановимся на краткой характеристике' вспомогательной аппа-
аппаратуры.
Теплообменники и переохладители. Как известно, холодильные
машины, использующие холодильный агент R12, работают по реге-
регенеративному циклу. Переохлаждение жидкости в них перед дрос-
.сельным вентилем происходит за счет подогревания пара холодиль-
холодильного агента, отсасываемого компрессором из испарителя. Процесс
теплообмена осуществляется в специальном парожпдкостном реге-
регенеративном теплообменнике. Кроме охлаждения жидкости в тепло-
теплообменнике одновременно происходит подогрев и осушение пара,
что позволяет осуществить сухой ход компрессора.
Основной задачей при конструировании теплообменника яв-
является создание аппарата с малыми сопротивлениями в паровом
пространстве и с высокими коэффициентами теплоотдачи со стороны
пара. Наибольшее распространение нашли кожухозмеевиковые тепло-
теплообменники с медными трубками, имеющими накатные ребра.
В аммиачных холодильных машинах снижение необратимых
потерь от дросселирования осуществляется путем включения в схему
между • конденсатором и дроссельным вентилем переохладителя.
12 П/р И. А. Сакуна 353

На рис. 7.47 показан двухтрубный противоточный переохладитель.
Он состоит из одной или двух секций, собранных из последовательно
включенных двойных труб (труба в трубе). Внутренние трубы соеди-
соединены чугунными калачами, наружные — сваркой. Жидкий хлада-
хладагент ^протекает в межтрубном пространстве в противоток охлажда-
охлаждающей воде, движущейся по внутренним трубам. Трубы — стальные
бесшовные. Температура выхода холодильного агента из аппарата
обычно на 2—3 °С выше температуры поступающей охлаждающей
воды.
Промежуточные сосуды. Назначением этих аппаратов является
охлаждение находящимся при промежуточном давлении жидким
Жидкий
амм и а^
Рис. 7.47. Противоточный переохладитель
хладагентом перегретого пара после компрессора нижней ступени
в двухступенчатых холодильных машинах, а также охлаждение
в змеевиках жидкого хладагента после конденсатора перед его
дросселированием. На рис. 7.48 показан промежуточный сосуд типа
ПС3 со змеевиком и барботированием аммиачного пара через слой
жидкого хладагента.
В условиях нормальной работы промежуточный сосуд через
штуцер dx заполняется жидким хлалагентом с температурой, соот-
соответствующей промежуточному давлению. Уровень его поддержи-
поддерживается на определенной отметке либо ручным регулирующим вен-
вентилем, либо автоматически. Перегретый* пар хладагента поступает
из компрессора нижней ступени через верхний штуцер под уровень
и, барботируя через слой жидкости толщиной 200—500 мм, за счет
испарения жидкости охлаждается до температуры, соответствующей
промежуточному давлению. Поднимаясь затем вверх, охлажденный
пар, пройдя конусные отбойники, освобождается от жидкости и
через боковой штуцер поступает в компрессор верхней ступени.
Змеевик в промежуточном сосуде служит для переохлаждения
жидкого хладагента после конденсатора.
Маслоотделители и маслосборники. При работе машины на хлад-
хладагентах, ограниченно растворяющих в себе смазочное масло, послед-
354

Пары ашиака из ЦНД
Is
Предохрани -
тельный
клапан \ |
df Жидкий
s аммиак
ни аммиак' Im
П.
\<b&
Жидкий аммиак.
аммиак
Рис. 7.48. Промежуточный сосуд
12*
355

нее уносится из компрессора в систему, оседает на стенках тепло-
обменных труб аппаратов и ухудшает их работу. Для удаления
масла из системы в машинах, работающих на таких хладагентах
как R717, служат маслоотделители и маслосборники. На рис. 7.49
показан маслоотделитель с водяным охлаждением пара хладагента.
2 Принцип работы аппарата
ясен из рисунка и не тре-
требует дополнительных по-
пояснений. Маслосборники
предназначены для пере-
перепуска масла из маслоотде-
маслоотделителей и последующего
удаления его из системы
при низком давлении. Они
способствуют уменьшению
потерь хладагента и по-
повышают безопасность об-
обслуживания системы.
Отделители жидкости.
Они служат для отделения
пара хладагента от капе-
капелек жидкости, увлекаемых
из испарительной системы,
и предотвращения попада-
попадания жидкого хладагента вч
цилиндры компрессора.ч
Кроме сказанного отдели-
отделители жидкости применяют
в качестве питающих со-
сосудов в различных схемах
подачи жидкого хладагеа-
та в испарительную систе-
систему. Отделение пара от
жидкости происходит
вследствие резкого умень-
уменьшения скорости и направ-
направления движения хладаген-
хладагента при прохождении через
аппарат.
Грязеуловители, фильт-
фильтры и осушители. Грязе-
Грязеуловители предназначены для предотвращения попадания в ци-
цилиндры компрессора частиц ржавчины, окалины и т. д. Монтируют-
Монтируются они либо на всасывающем трубопроводе в непосредственной,
близости от компрессора, либо непосредственно во всасывающей
полости компрессора. Одна из конструкций грязеуловителя пока-
показана на рис. 7.50. Он состоит из корпуса со входным и выходным
патрубками, расположенными под углом 90е. Внутри установлены
крупная сетка и каркас с двойной мелкой сеткой из проволоки.
356
Рис. 7.49. Маслоотделитель с водяным охла-
охлаждением ларов хладагента:
) — корпус; 2 — труба, подводящая хладягент;
3 — труба, отводящая хладагент; А — отбойный
слой фарфоровых колой; .5 — водяной змеевик;
6 — лопланкоиый масляный клалгн; 7 — пи упер
для присоединения перепускной масляной трубки

Периодически путем
снятия крышки сетка
вынимается и произ-
производится ее очистка.
К двум бобышкам,
приваренным к кор-
корпусу грязеуловите-
грязеуловителя, подсоединяются
манометр и вентиль
для слива жидкого
хладагента.
На рис. 7.51 и
7.52 показаны фильт-
фильтры и осушители хла-
доновых холодиль-
холодильных машин. Фильтр
устанавливается пе-
перед прибором авто-
автоматической подачи
жидкого хл ада гонта
в испарительную си-
систему и служит для
защиты прибора от
механических загряз-
загрязнений. Осушитель
ставится для погло-
поглощения и последую-
последующего удаления воды
из системы. В качест-
качестве адсорбента исполь-
используют цеолит марки
NaA. Фильтры и осу-
осушители снабжены
двухслойной фильт-
фильтрующей сеткой из
оцинкованной сталь-
стальной проволоки. Сетка
прижимается к верх-
верхнему ограничителю
пружиной, упираю-
упирающейся в крышку ап-
аппарата.
Воздухоотделите-
Воздухоотделители. Из-за наличия в
системе неконденси-
неконденсирующихся газов
ухудшается энерге-
энергетическая эффектив-
эффективность t ХОЛОДИЛЬНОЙ
357

машины, так как снижаются коэффициенты теплопередачи в аппа-
аппаратах, повышается давление конденсации и увеличивается расход
энергии на сжатие пара хладагента в компрессоре. Для удаления
попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воз-
воздухоотделитель. На рис. 7.53 показан воздухоотделитель конструк-
конструкции инж. Ш. Н. Кобулашвили. Он
состоит из четырех цельнотянутых
стальных труб, вставленных с неко-
некоторым зазором одна в другую. Прин-
Принцип действия аппарата заключается
Рис. 7.51. Фильтры ФФ 40, ФФ 50,
ФФ 80
Рис 7.52. Осушитель ОФ40Ц, ОФ 50Ц,
ОФ 70Ц
в следующем. Жидкий хладагент после дроссельного вентиля по-
подается через патрубок / во внутреннюю трубу воздухоотделителя,
после чего поступает в межтрубное пространство между первой и
третьей трубой и через патрубок 2 выходит в испарительную систему.
Смесь воздуха с хладагентом подается по линии, соединенной с па-
патрубком 4 в межтрубное пространство, между трубой наибольшего
диаметра и следующей по размеру меньшей трубой, и охлаждается
жидким хладагентом, переходя затем в следующее межтрубное про-
пространство. В результате охлаждения происходит конденсация хла-
хладагента из паровоздушной смеси, и воздух через патрубок 5 уда-
358

ляется в стеклянный сосуд, заполненный водой. Сконденсировав-
Сконденсировавшийся хладагент через вентиль 3 перепускается во внутреннюю
трубу воздухоотделителя. В результате интенсивного охлаждения
паровоздушной смеси потери хладагента при удалении воздуха из
системы в воздухоотделителе описанной конструкции незначительны.
К испарителю
1
Выпуск
6оздух(
Паровоздушная смесь
от конденсатора
1530
Рнс. 7.53. Воздухоотделитель
Ресиверы. По назначению ресиверы делятся на линейные, цир-
циркуляционные и дренажные. Назначением линейного ресивера яв-
является освобождение конденсатора от жидкого хладагента и обеспе-
обеспечение равномерной подачи его на регулирующую станцию. Цирку-
Циркуляционные ресиверы применяют в насосных, циркуляционных
схемах подачи хладагента в испарительную систему. Дренажные
ресиверы предназначены для выпуска в них жидкого хладагента
при ремонте основных аппаратов и оттаивании снеговой шубы
с батарей непосредственного испарения. Ресиверы представляют
собой горизонтальные или вертикальные цилиндрические сосуды
с патрубками для входа и выхода хладагента, уравнительной ли-
линией и комплектующими арматурой и приборами.

Глава 8
ГАЗОВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Холодильные машины, весь термодинамический цикл которых
совершается в области сильно перегретого пара—газа, называются
газовыми холодильными машинами (ГХМ).
По принципу получения низких температур ГХМ делятся на
два типа:
1) ГХМ, в которых эффект охлаждения получается вследствие
расширения газа в специальных расширительных машинах — детан-
детандерах с отдачей внешней полезной работы;
2) ГХМ, в которых эффект охлаждения получается в вихревых
трубах без отдачи полезной работы.
Независимо от того, в каком устройстве достигается эффект
охлаждения, ГХМ могут работать по нерегенеративному или реге-
регенеративному циклу. ГХМ, рабочим веществом которых является
воздух, называют воздушными холодильными машинами (ВХМ).
Воздух невзрывоопасен, гигиеничен, может подаваться прямо
в охлаждаемое помещение, только на воздухе можно практически
осуществлять циклы с тепломассообменом, что позволяет обойтись
без водяного теплообменника, снизить металлоемкость машины и
сделать ее более простой в эксплуатации, а при необходимости
и транспортабельной.
При умеренно низких температурах газа работа, получаемая
при его расширении в детандере, может составлять значительную
часть от работы, затрачиваемой в компрессоре. Поэтому в ГХМ
первого типа работа детандера передается компрессору и исполь-
используется для сжатия газа, что позволяет уменьшить работу, необхо-
необходимую для привода ГХМ, и повысить ее энергетическую эффектив-
эффективность.
В ГХМ второго типа кинетическая энергия, получаемая при рас-
расширении газа, в сложном газодинамическом процессе, проходящем
в вихревой трубе, переходит в теплоту и затрачивается на нагре-
нагревание той части газа, которая отводится в виде теплого потока.
Кроме того, в вихревой трубе до низкой температуры охлаждается
обычно не более 50—70 % от полного массового расхода газа, по-
поэтому эффективность ГХМ с вихревыми трубами значительно ниже
чем ГХМ с детандерами. Охлаждение с помощью вихревого эффекта
энергетически невыгодно. Тем не менее ГХМ второго типа компактны,
просты в изготовлении, надежны в эксплуатации и относительно
360

дешевы, поэтому их применение оправдано только в машинах спе-
специального назначения или в тех случаях, когда они работают пе-
периодически в течение коротких промежутков времени.
§ 8.1. Теоретические циклы
газовых холодильных машин
Теоретическими циклами ГХМ будем считать циклы, все про-
процессы которых внутренне обратимы, а разность температур между
источником и газом при выходе из теплообмеиных аппаратов равна
нулю. Это означает, что движение газа в элементах машин происхо-
б) 7
Рис. 8.1. Схема (а) и цикл (б) газовой холодильной машины
дит без необратимых потерь на трение и вихреобразование. Сле-
Следовательно, процессы сжатия и расширения являются изоэнтроп-
ными, а процессы охлаждения в аппаратах — изобарными.
Теоретический цикл нерегенеративной ГХМ с детандером, ГХМ
состоит из следующих элементов (рис. 8.1, а): компрессора Л, про-
промежуточного холодильника Б, детандера В, теплообменного аппа-
аппарата Г и двигателя Д. Цикл этой ГХМ совершается в такой после-
последовательности (рис. 8.1, б). Газ поступает в компрессор с темпера-
температурой 7\, давлением рг и сжимается в процессе 1—2 до давления рг.
При этом его температура повышается до Т2. Затем газ поступает
в промежуточный холодильник, где от него отводится теплота,
и он охлаждается до температуры Тя. Затем газ направляется в де-
детандер, где в процессе расширения 3—4 его температура снижается
до 74, а давление до /?4 (в теоретическом цикле р9 — р* и /?4 == Pi)-
После этого холодный газ поступает в теплообменный аппарат,
где к нему подводится теплота от источника низкой температуры
в процессе 4—1. Температура газа повышается до Тг и он снова
направляется на всасывание компрессора.
Площадь под процессом 4—/ эквивалентна удельной холодо-
производительности цикла
Чо —
U —
(8.1)
361

а площадь под процессом 2—3 эквивалентна количеству теплоты,
отводимой от газа в промежуточном холодильнике
Я = к~ h = cp (Tt - Г,). (8.2)
Работа, затрачиваемая в цикле, определяется из теплового ба-,
ланса и представляет собой разность работ компрессора и детан-
детандера
/ = Q - Яо = (к - к) - (h - h) = /к - /д, (8.3)
где /к = h — к — работа компрессора и /д = *8 — f4 — работа
детандера. Работа компрессора всегда больше работы детандера,
поэтому недостающая работа подводится к ГХМ извне от приводного
двигателя.
Массовый расход газа, циркулирующего в ГХМ, определяется
из заданной холодопроизводителыюсти Qo
G = Q0/q0. (8.4)
Холодильный коэффициент цикла определяется как обычно
Теплоемкость газа сР в первом приближении можно считать
постоянной, тогда
ь — (Т2 - Г3) - (Г, - ТА) (Т2 - T.3)/(Ti - ТА) - 1 •
Для изоэнтропных процессов /—2 и 3—4? проходящих между
одними и теми же давлениями р} и р2, справедливы соотноше-
соотношения: ТУГ, = Г3/Г4; Т2/Т9 = TJTt Т*/Т3 - 1 - ТХ1ТА - 1;
(Г2 — Т3)/Т3 = (Тх — Г4)/Т4, с учетом которых холодильный
коэффициент цикла можно записать в виде
Коэффициент обратимости определяется как отношение холо-
холодильного коэффициента цикла к холодильному коэффициенту обра-
обратимого цикла
Лобр = /обр/' = е/£обр- (8-7)
Он будет зависеть от характера изменения температур источни-
источников низкой и высокой температуры, с которыми ГХМ обменивается
теплотой в процессе работы. Рассмотрим три возможных случая.
В первом случае теплоту необходимо отводить от источника
с постоянной температурой Тинт = const в окружающую среду
Tvc = const. Обратимым циклом будет цикл Г— 2'—3—4\ а ра-
работа обратимого цикла будет эквивалентна его площади. Из рис. 8.1, б
наглядно видно, что площадь 1—2—3—2'—1'—4'—4—1 будет
эквивалентна той дополнительной работе, которую приходится
затрачивать в ГХМ при ее работе на источники с постоянной темпе-
температурой. Коэффициент обратимости цикла ГХМ будет значительно
362

меньше единицы. Ясно, что применение ГХМ для таких условий
охлаждения энергетически невыгодно.
Во втором случае источник низкой температуры имеет перемен-
переменную температуру, изменяющуюся от 7\ до Т4, водяные эквиваленты
(Gcf) газа, выходящего из детандера и теплоносителя, одинаковы,
а обмен теплотой осуществляется в противотоке. Источником вы-
высокой температуры по-прежнему является окружающая среда,
т. е. То. с = const. В этом случае обратимым будет цикл 1—2"—3—4у
так как процесс теплообмена 4—1 будет проходить при нулевой
разности температур между газом и теплоносителем. Дополнитель-
Дополнительная работа эквивалентна площади 2"—2—3 и значительно меньше,
чем в первом случае, а коэффициент обратимости возрастет, но по-
прежнему будет меньше единицы.
В третьем случае источник высокой температуры имеет перемен-
переменную температуру, изменяющуюся от Т3 до Т2, водяные эквиваленты
газа и теплоносителя одинаковы, обмен теплотой происходит в про-
противотоке. Источник низкой температуры остается таким же, как
и во втором случае. Обратимый цикл при работе ГХМ на такие
источники совпадает с циклом 1—2—3—4, а коэффициент обрати-
обратимости .будет равен единице.
Проведенное сопоставление показывает, что заключение о це-
целесообразности применения ГХМ в том или ином случае может быть
сделано только на основании тщательного анализа ее показателей
при работе на конкретные источники с известными тепловыми ха-
характеристиками.
Теоретические циклы регенеративных ГХМ с детандером. Зам-
Замкнутый цикл. Регенеративная ГХМ отличается от нерегенератив-
нерегенеративной наличием регенератора Е (рис. 8.2, а), в котором «прямой»
поток газа, выходящий из промежуточного холодильника />\ допол-
дополнительно охлаждается перед входом в детандер в процессе 3—4.
Отвод теплоты от «прямого» потока происходит в регенераторе за
счет подогрева в процессе 6—1 «обратного» потока, выходящего из
теплообменного аппарата Г. Как видно из рис. 8.2, б, подобрав
соответствующим образом глубину регенерации, можно получить
низкие температуры Тъ и Гв, не увеличивая отношения давлений
в компрессоре.
Работа регенеративного цикла
I = q — q0 = (t2 — i3) — (h — ib) = /„ — lR =
« (*i - h) - (U - *•). (8.8)
Заметим, что для цикла, совершаемого в реальном газе, у кото-
которого линии i = const не совпадают с изотермами ix Ф i9 и iA Ф itt
хотя выражение (8.8) остается справедливым.
Холодильный коэффициент регенеративного цикла
363

Если рабочее вещество — идеальный газ, у которого ср
= const, то
1 1
8 = ;
(8.10)
Холодильный коэффициент теоретического регенеративного
цикла 1—2—3—4—5—6 численно равен холодильному коэффициенту
теоретического нерегенеративного цикла 6—2'—3'— 5, изображен-
изображенного на рис. 8.2 штриховой линией. Видно, что для получения тех же
а)
6 °
J
ч
Б
Д
<
—
S) Т
Рис. 8.2. Схема (а) и цикл (б) регенеративной газовой холодильной машины
температур Ть и Гс отношение давлений в компрессоре ГХМ, рабо-^
тающей по нерегенеративному циклу, должно быть намного выше.
Это вызывает увеличение массы и размеров нерегенеративной ГХМ.
Учет влияния потерь, возникающих в детандере п компрессоре,
показывает, что регенеративная ГХМ является энергетически более
выгодной.
При одинаковых значениях изоэнтропного КПД процесс рас-
расширения газа в детандере регенеративной ГХМ завершится
в точке 5', а нерегенеративной — в точке 4' (рис. 8.2, б), поэтому
удельная холодопроизводительность регенеративной ГХМ будет
выше
Разомкнутые циклы. Если рабочим веществом ГХМ является
воздух, то отвод теплоты в окружающую среду можно осуществлять
путем тепло- и массообмена. При этом отпадает необходимое^»
в промежуточном холодильнике.
Разомкнутый цикле тепломассообменом
предложен Н. Н. Кошкиным. В схеме такой ГХМ отсутствует про-
промежуточный холодильник (рис. 8.3, а). Воздух поступает в компрео-
364

сор А непосредственно из атмосферы, сжимается в процессе /—2
(рис. 8.3, б) и, пройдя через клапанную коробку Жъ сразу попадает
в регенератор Еъ в котором охлаждается в процессе 2—<3, отдавая
теплоту насадке регенератора, сначала до температуры Г0<о а
затем до Т3. Из регенератора, пройдя клапанную коробку Ж2, воз-
воздух попадает в детандер В, где расширяется, совершая внешнюю
полезную работу, и охлаждается до температуры Т.,. После этого
воздух направляется в теплообменный аппарат Г, где отводит теп-
теплоту от охлаждаемого источника, нагреваясь при этом до темпера-
температуры Т5, затем поток воздуха через клапанную коробку Ж2 попа-
а) 6)
В атмосферу Из атмосще- Тi
Рис. 8.3. Схема (а) и цикл (б) регенеративной газовой холодильной машины с теп-
тепломассообменом Н. Н. Кошкина
дает в регенератор. £2, где охлаждает насадку, отнимая от нее теп-
теплоту, а сам нагревается до температуры Гв — Т2 >Г0. с. После
регенератора воздух проходит -клапанную коробку Жх и выбрасы-
выбрасывается в атмосферу, где'', смешиваясь с окружающим воздухом,
охлаждается в процессе тепломассообмена до температуры То#о.
Особенностью работы ГХД\ с тепломассообменом является не-
непрерывное всасывание в компрессор атмосферного воздуха, кото-
который всегда содержит влагу. При охлаждении в регенераторе эта
влага сначала выпадает в виде жидкости, а затем при / < О °С —
в виде кристаллов льда, которые оседают на поверхности регенера-
регенератора. Каналы регенератора, выполненного в виде рекуперативного
теплообменника (т. е. с теплообменом через поверхность), по кото-
которым движется охлаждаемый влажный воздух, через несколько
минут работы будут забиты льдом, и машина станет неработоспособ-
неработоспособной. Поэтому в таких ГХМ всегда применяются пара (или другое
четное число) регенеративных теплообменников, содержащих теп-
теплоемкую насадку, выполняемую обычно из гофрированной алюми-
алюминиевой ленты. Регенераторы работают попеременно. Сначала «пря-
«прямой» iioToK воздуха, выходящего из компрессора, охлаждается
365

в регенераторе El% на поверхности насадки которого выпадает
жидкость и кристаллы льда. В это время «обратный» поток воздуха
при более низком давлении ру нагревается в регенераторе Ег.
Известно, что чем меньше давление влажного воздуха, тем больше
его влагосодержаиие при одной и той же температуре и относитель-
относительной влажности. Вследствие этого «обратный» поток воздуха выно-
выносит всю влагу из регенератора £2 и полностью его осушает. Через
определенный период, обычно не превышающий 1—2 мин, заслонки
в обеих клапанных коробках автоматически поворачиваются на 90°
Из атмоареры В атмосте-
РУ I
Рис. 8.4. Схема (а) и цикл (б) регенеративной газовой холодильной машины с теп-
тепломассообменом В. С. Мартыновского и М. Г. Дубинского
и устанавливаются в положение, указанное на рис. 8.3, а штрихо-
штриховой линией. После этого прямой поток воздуха из компрессора пой-
пойдет через охлажденный и осушенный регенератор £2» а обратный —
через регенератор Ei9 и весь цикл повторится.
Разомкнутый вакуумный цикл с тепло-
тепломассообменом, предложенный В. С. Мартыновским ^и
М. Г. Дубинским, отличается от цикла Н. Н. Кошкина последова-
последовательностью работы элементов схемы. Здесь компрессор А является
последним элементом схемы (рис. 8.4, а). Его назначение — созда-
создавать разрежение за детандером В, а давление на выходе из компрес-
компрессора равно атмосферному (в теоретическом цикле). Атмосферный
воздух проходит клапанную коробку Ж\ и поступает сразу в реге-
регенератор Еь где охлаждается-в процессе 1—2 сразу до низшей тем-
температуры цикла Т2. После этого холодный воздух направляется
в теплообмениый аппарат Г, где он отводит теплоту от охлаждаемого
источника, а далее — в детандер В. Так как компрессор непре-
непрерывно поддерживает при выходе из детандера пониженное давле-
давление Pi < р3 = /?атм, то воздух, расширяясь в детандере, совер-
совершает внешнюю работу, а сам при этом охлаждается до темпера-
366

туры 7Y Затем, пройдя клапанную коробку Ж2, этот «обратный*
поток холодного воздуха проходит регенератор £2, где отводит
теплоту от насадки и выносит влагу, находящуюся на ее поверх-
поверхности. Температура обратного потока воздуха повышается до Т5;
пройдя клапанную коробку Жь воздух поступает в компрессор Л,
где сжимается до атмосферного давления р* = /?а.|М и выбрасывается
в атмосферу. Так как давление обратного потока воздуха ниже
атмосферного, такой цикл называют вакуумным.
В ГХМ специального назначения в последнее время получил
распространение цикл С т и р л и н г а. Он отличается от только
что рассмотренных циклов тем, что процессы теплообмена осу-
осуществляются не при постоянном давлении, а при постоянном объеме.
Принцип действия и описание конструкции таких ГХМ можно
найти в литературе по криогенной технике [25 J, где они нашли
широкое применение.
§ 8.2. Действительные циклы
и характеристики газовых холодильных машин
Холодильный коэффициент ГХМ, определяемый выражениями
(8.6) или (8.10), может быть довольно высоким. Однако в действи-
действительности КПД компрессора и детандера всегда меньше единицы,
Рис. 8.5. Действительные циклы газовых холодильных машин: а — иерегеиератив-
ный цикл; б — регенеративный цикл с тепломассообменом
перепад температур при выходе из аппаратов больше нуля, а про-
процессы движения газа в них сопровождаются потерей давления.
Все эти факторы снижают эффективность реальных ГХМ.
Действительные циклы ГХМ представлены на рис. 8.5. Процесс
2—2 сжатия газа в. компрессоре из-за потерь проходит с увеличе-
367

нием энтропии. Охлаждение газа в промежуточном холодильнике
сопровождается потерей давления Дрх = р2 — р3. Из-за ограничен-
ограниченной поверхности теплообмена температура газа при выходе из про-
промежуточного холодильника будет выше температуры источника
на величину недорекуперации Д7\ = Т3 — TOtC. Процесс расши-
расширения в детандере тоже будет проходить с потерями и увеличением
энтропии. Наконец, отвод теплоты от охлаждаемого источника
в теплообменном аппарате будет сопровождаться потерями давле-
давления А/)* -- рА — pi и недорскуперацией ДТ2 ~ Т1ШТ — Тх. Работу
действительного цикла можно определить из уравнения теплового
баланса (8.3). Количество теплоты, отведенной в действительном
цикле в окружающую среду q =.- /2 — /3, но его уже нельзя считать
эквивалентным площади под процессом 2—3, так как он сопрово-
сопровождается падением давления. Из уравнения первого закона термо-
термодинамики dq = di — vdp следует, что разность энтальпий равна
подведенной (или отведенной) теплоте и, следовательно, может
считаться эквивалентной площади под процессом в тепловой &•— Т-
диаграмме, только при dp = 0, т. е. в изобарном процессе р =
= const. Поэтому количество теплоты, отведенной в окружающую
среду, будет эквивалентно площади г—2—З'—а под отрезком изобары
р2 — const, причем точки 3' и 3 лежат на линии /3 -^ const. Анало-
Аналогично определяется количество теплоты, отведенной от охлаждае-
охлаждаемого источника, q0 — il — i'4t эквивалентное площади в—/—4'—б
под отрезком изобары р{ ---- const. Точки 4 и 4' лежат на линии
/4 --const. Работа цикла / — q — <у0 эквивалентна площади
г—2—3'—а—б— 4'—1—в. Работа /т теоретически обратимого цикла,
совершаемого между теми же источниками, но без потерь, эквива-
эквивалентна площади 1m—2tn—3m—4m. Сопоставление показывает, что
наличие потерь в машинах и аппаратах намного снижает энергети-
энергетическую эффективность ГХМ.
Действительный цикл ГХМ типа ТХМ-1-25, работающей по ва-
вакуумному разомкнутому циклу с теплообменом, показан на
рис. 8.5, б. Здесь потери давления в регенераторе прямого потока
Дрх = /?л — pit в теплообменном аппарате А/?2 — рг — р9, в реге-
регенераторе обратного потока Др3 = р4 — Ръ и в выходном устройстве
компрессора Д/?4 = Рв — Ратм. Недорекуперация в регенерато-
регенераторах прямого и обратного потока Д7\ = Т2 — Г4 и ДТ2 =з
= ro.c-7V
Холодильный коэффициент ГХМ, работающей по действитель-
действительному циклу с регенерацией или без нее,
ед = <?о/(ЛГк--Лд, (8.11)
где Qo — холодопроизводительность ГХМ, Qo = G (i{ — /4); G —
массовая производительность компрессора.
Мощности компрессора и детандера соответственно равны;
д. • (8.12).
368

Удельные работы компрессора и детандера определяются так:
/• ♦ D*P I 8 1 I /^» /О 1 OV
к == ^2 — *l =Os/< / i I JlK — II T]SK, (O. lo)
I
1ц. = h — U = о«
Лад.
(8.14)
где отношение давлений в компрессоре и детандере як == рУр\ и
Яд = рУрХ связано соотношением яд — л,^^; х\ — р\1р\ и хз =
= рУр\ —коэффициенты восстановления давления торможения
в теплообменных аппаратах; ph pi и /?J, p\ — давления торможе-
торможения при входе и выходе из промежуточного холодильника и тепло-
обменного аппарата; os — k!(k — 1) — число изоэнтропы.
Изоэнтропные КПД ком- Ед
прессора и детандера:
Ч*к = (Us ~ hW* ~ h)\ 2>°
——
2
fT7
——
R7f7
fR22
i
7
о
-100 -80 -60 -*Ю -20t,oC
Рис. 8.6. Сопоставление эффективности
газовых и паровых холодильных машин
Механические КПД при ис-
использовании машин динамиче-
динамического действия обычно довольно
высоки Им. к =Чм.д = 0,95-7-0,99,
причем большие значения на-
наблюдаются у машин, роторы
которых опираются на подшип-
подшипники качения.
Покажем влияние необратимых потерь на холодильный коэффи-
коэффициент Г ХМ на численном примере. При температуре окружающей
среды 20 СС и температуре в конце расширения в детандере —30 °С
холодильный коэффициент обратимого теоретического цикла ст =
= 4,76. В действительном цикле при изоэнтронном КПД компрес-
компрессора i]yR = 0,85 и детандера т|кд ^_ 0,90, коэффициентах восстанов-
восстановления полного давления в теплообменных аппаратах щ --- 0,95
и х2 =^ 0,90 и недорекунерациях АТ2 = АТ2 = 5 °С действительный
холодильный коэффициент равен всего ед — 0,6. Значит, 87 % по-
потребляемой энергии расходуется на преодоление необратимых по-
потерь в цикле.
Для повышения энергетической эффективности ГХМ следует
увеличивать КПД компрессора и детандера, снижать гидравличе-
гидравлическое сопротивление и повышать эффективность теплообмена в теп-
теплообменных аппаратах.
На рис. 8.6 приведены зависимости ед для различных типов
холодильных машин A — машины двухступенчатого сжатия, 2 —
каскадные, 3 — регенеративные ГХМ) от температуры, при которой
совершается подвод теплоты от внешнего источника низкой темпе-
температуры. Видно, что при температурах t0 < —70ч—80 °С ГХМ
становятся энергетически более совершенными, чем паровые холо-
холодильные машины. Именно в этой низкотемпературной области ГХМ
находят все более широкое применение.
369

§ 8.3. Конструкция газовых холодильных машин
с детандерами
Расчет и конструкция детандеров и регенераторов ГХМ изла-
излагаются в специальной литературе [15, 251. Мы ограничимся рас-
рассмотрением основных типов компрессоров и детандеров, приме-
применяемых в ГХМ.
Теплоемкость ср газов и, в частности, воздуха невелика, поэтому
для получения даже и не очень больших холодопроизводительностей
приходится обеспечивать значительные массовые расходы газа.
У ГХМ холодопроизводительностью Qo = 100 кВт с температурами
воздуха при входе и выходе из теплообменного аппарата (или ка-
камеры) —80 СС и —60 СС массовая производительность компрессора
должна составлять 5 кг/с. Компрессор объемного действия на такую
производительность был бы весьма громоздким, поэтому для ГХМ
обычно применяют компрессоры динамического действия и турбо-
детандеры.
Компрессоры ГХМ. Центробежные и осевые компрессоры, кото-
которые могут применяться в ГХМ, описаны в гл. 6. В ГХМ специаль-
специального назначения малой холодопроизводительности могут найти
применение винтовые компрессоры сухого сжатия, описанные
в гл. 5.
Детандеры ГХМ. Различают два основных типа турбодетанде-
ров: радиальные и осевые.
В радиальных ту рбодетандерах газ движется
в основном в радиальной плоскости. Они могут быть центробеж-
центробежными и центростремительными. В ГХМ применяются, как правило,
центростремительные детандеры, в проточной части которых газ
движется от периферии к центру. Различают активные и реактивные
турбодетандеры. В активных турбодетандерах весь перепад энталь-
энтальпий срабатывается в сопловом аппарате, преобразуясь в кинети-
кинетическую энергию. В рабочем колесе происходит лишь преобразование
кинетической энергии в механическую. Давление при входе в ко-
колесо в активном детандере равно или близко к давлению при выходе
из него. В реактивном детандере часть перепада энтальпий сраба-
срабатывается в сопловом аппарате, где переходит в кинетическую энер-
энергию, а остальной перепад энтальпий срабатывается в колесе. Отно-
Отношение перепада энтальпий, срабатываемого в колесе, ко всему пе-
перепаду энтальпий в детандере, называется коэффициентом реак-
реактивности Q. У активных детандеров Q -- 0, а у реактивных обычно
Q —■ 0,4-г-0,6. Основными элементами радиальных турбодетандеров
(рис. 8.7) являются входное устройство 7, сопловой аппарат 2,
■ рабочее колесо 3 и выходное устройство 4. Частота вращения ротора
турбодетандера обычно велика, что дает возможность устанавливать
его на одном валу с компрессором, образуя единый компрессорно-
детандерный агрегат, имеющий небольшие габаритные размеры
и массу.
У детандеров с закрытым рабочим колесом для уменьшения пере-
перетечек газа устанавливается лабиринтное уплотнение покрывного
370

диска, с помощью которого удастся снизить перетечки до 2—3 %
от массового расхода.
КПД радиальных турбодетандсров довольно высок и может до-
достигать 0,80—0,85. Реактивные детандеры имеют более высокий
КПД и поэтому применяются чаще.
Осевые турбодстандеры применяются при больших
объемных расходах газа. На рис. 8.8 представлен осевой односту-
одноступенчатый детандер ГХМ типа ТХМ-1-25. Воздух поступает во вход-
Рис. 8.7. Схема радиального центростремительного детандера
ной патрубок /, затем в сопловой аппарат 2У из которого выходит
с большой скоростью и попадает в рабочее колесо 3. За рабочим
колесом установлен выходной диффузор 4, в котором скорость не-
несколько снижается, после чего воздух направляется в регенератор
обратного потока. Ротор 6 установлен на подшипниках качения:
шариковом опорно-упорном 7 и роликовом опорном 9. Смазывание
подшипников осуществляется через форсунку 8. Для уменьшения
перетечек воздуха устанавливается лабиринтное уплотнение 5.
Коэффициент реактивности детандера Q ^ 0,45.
КПД осевых детандеров может быть несколько выше, чем ра-
радиальных. Перепад энтальпий в ступени осевого детандера меньше,
так как газ движется в осевом направлении практически на одном
и том же радиусе.
Воздушная холодильная машина ТХМ-1-25. Схема и теоретиче-
теоретический цикл этой машины аналогичны показанным на рис. 8.4, а дей-
действительный цикл — на рис. 8.5, б. Компрессор — осевой, семи-
ступеичатый (см. рис. 6.27), детандер — осевой одноступенчатый
(рис. 8.8). Отношение давлений в компрессоре я =2,17. Компрес-
Компрессор и t детандер располагаются на одной оси и крепятся к корпусу
мультипликатора. Частота вращения ротора компрессорно-детан-
371

372

дерного агрегата п = 343 с. Расход воздуха равен 1 кг/с. Электро-
Электродвигатель мощностью 75 кВт с частотой вращения ядв = 49 с~х
приводит во вращение тихоходный вал мультипликатора. Регенера-
Регенераторы представляют собой теплоизолированные цилиндры из листо-
листовой стали, установленные в горизонтальной плоскости рядом. В ре-
регенераторы уложена насадка в виде цилиндрических галет, сверну-
свернутых из гофрированной алюминиевой ленты толщиной 0,35 мм и
шириной 50 мм. На торцах регенераторов установлены крышки
с патрубками, которые соединяют регенератор с клапанными ко-
коробками. Заслонки клапанных коробок одновременно поворачи-
поворачиваются на 90е с помощью специального гидравлического механизма
и вала, соединяющего обе коробки. Для ускорения выхода машины
на режим предусмотрена установка еще одной—третьей—клапанной
коробки, перепускающей воздух из регенератора в детандер, минуя
теплообменный аппарат (или холодильную камеру). Перепуск осу-
осуществляется сразу после запуска машины и прекращается по дости-
достижении нужной температуры при выходе из регенератора. ТХМ-1-25
может работать при температуре холодного воздуха --80 СС. На не-
нерасчетных режимах возможно ее уменьшение до —130 СС.
§ 8.4. Газовые холодильные машины
с вихревыми трубами
Основные положения. Принцип действия вихревой трубы описан
в гл. 1. Эффективность охлаждения холодного потока определяется
коэффициентом температурной эффективности, введенном Хилшем,
где АТ*Х — снижение температуры холодного потока газа в вихре-
вихревой трубе; AT*S — снижение температуры газа при его изоэнтроп-
ном расширении.
Процесс изоэнтропного расширения должен начинаться от того
же состояния (р1у 7^), что и процесс в вихревой трубе и заканчи-
заканчиваться при том же давлении рх. Тогда для совершенного газа можно
записать
]' (8Л6)
где я = р*/рх — отношение давлений; р*у Т* — давление и темпе-
температура торможения при входе в трубу; pi —давление торможения
при выходе из трубы; os --^ k!(k—1). Массовая доля холодного
потока определяется величиной \i = GJG, где Gx — массовый рас-
расход холодного потока, г G — полный массовый расход газа, вхо-
входящего в трубу. Характер зависимости г|х ■■■■■■-- f (\i) слабо зависит
от отношения давлений я. Это свойство использовано А. П. Мерку-
Меркуловым для построения обобщенной регулировочной характеристики
вихревой трубы (рис. 8.9) [24]. Она представляет собой зависи-
373

1,0 0,8 0,6 0,5 0,6 0,8 1,0
мость произведения цг)х =/(fi). Из точки \х = 0 проведено се-
семейство лучей г)х = const, соответствующих холодному потоку,
а из точки [х = 1 — семейство лучей г)г = const, соответствующих
горячему потоку. Общая шкала отсчета величин rj нанесена на вер*
тикали \х ^0,5. На иоле характеристики построены эксперимен-
экспериментальные зависимости |лг|х — / (|i, л).
Тепловой расчет ГХМ с вихревой трубой выполняется с помощью
этой характеристики в такой последовательности. Известны тре-
требуемая температура То и давление /?5 холодного газа при выходе
из ГХМ и подогрев газа ДТ0 от охлаждаемого источника в тепло-
обменном аппарате или камере.
Температура газа Т\ при входе
в вихревую трубу в нерегенера-
нерегенеративной ГХМ принимается близкой
к температуре окружающей среды,
а~в регенеративной ГХМ опреде-
определяется степенью регенерации. Сни-
Снижение температуры холодного по-
потока
ЬТ\ = Т\-Т1 (8.17)
Далее расчет ведется методом
последовательных приближений.
Значение \х выбирают с помощью
обобщенной характеристики в об-
области оптимальных значений \и\х.
Значение я принимается прибли-
приближе»1Ю и определяется %. После
этого из (8.16) находится отноше-
ние давлений
0.10
0,05
02 о*
Рис. 8.9. Характеристика вихревой
трубы
п=и ьт:кПх;)г. (8.18)
Затем но найденному значению л уточняется величина цх и расчет
повторяется до получения сходимости но л.
Удельная холодопроизводительность ГХМ
Массовый расход холодного потока
Сх = <?о/9о. (8.19)
Полный массовый расход воздуха через вихревую трубу
G = Gx/|i. (8.20)
Давление, торможения газа при входе в вихревую трубу
\ \ (8.21)
где ру = /?о/квых — давление торможения холодного потока;
*вых = 0,95^-0,99 — коэффициент восстановления давления тор-
торможения в выходном устройстве трубы.
374

Площадь узкого сечения сопла определяется так:
для докритического отношения давлений (для воздуха это соответ-
соответствует пс < 1,89) и
Г _21~0.5 /
• Р r 2k рт ( 2 \к-\ \ (R 9Ъ
f^g[tttrHt+t) J /а^ (8-23)
для сверхкритического отношения давлений (для воздуха это со-
соответствует лс > 1,89).
В этих выражениях а0 = 0,94-г- fS
-f-0,96 — коэффициент расхода сопла;
лс =■-- pVpc ~ отношение давлений в
сопле; /;с — статическое давление при
выходе из сопла. Величина л0 опре-
определяется по эмпирическому уравне-
уравнению, полученному при исследованиях
на воздухе в диапазоне 2 < я < б
пс & 1,59 — <Э,27я + 0,062я2. (8.24)
Диаметр горячей трубы опреде-
определяется по эмпирической зависимости
D = 3,62 /TV (8.25)
Диаметр отверстия диафрагмы
DR=D @,35 + 0,313|4). (8.26)
Длина вихревой зоны принимает-
принимается равной L -.-. (8—10) D. Приведен-
Приведенные эмпирические зависимости дают
удовлетворительную точность при
20 <: D < 50 мм.
Повышение температуры потока
Д7ч; = 11гАГ5 = 1)гГ, [1— A/яIАЧ (8.27)
Температура горячего потока
Конструкция ГХМ с вихревой трубой. Конструкции вихревых
труб весьма разнообразны и зависят от конкретных условий их
применения.
На рис. 8.10 изображена регенеративная ГХМ с вихревой тру-
трубой. В ней применен силикагелевый осушитель для осушки посту-
поступающего сжатого воздуха, что позволяет повысить эффект охлажде-
охлаждения.
Сжатый воздух от внешнего источника подается через патрубок 12
в силикагелевый осушитель //, откуда но трубке регенеративного
теплообменника 9 направляется в полость 6 и через сопло 7 в вихре-
вихревую т*рубу 8. После разделения в трубе холодный поток через от-
375
Рис.
8.10. Холодильная машина
с вихревой трубой

верстие в диафрагме 5 и раскручивающий диффузор направляется
в холодильную камеру 4, где охлаждает загруженный в нее мате-
материал. Из холодильной камеры через отверстия 2 и кольцевую по-
полость 3 воздух проходит во второй контур регенеративного тепло-
теплообменника 9 и затем отсасывается эжектором 10, работающим на
горячем потоке вихревой трубы. Температура холодного потока
может изменяться с помощью регулировочной иглы 13, управляемой
рычагом 14.
Эжектор создает разрежение в тракте холодного потока (в хо-
холодильной камере, кольцевой полости и втором контуре регенера-
регенеративного теплообменника), поэтому крышка 20 холодильной камеры
герметизируется резиновым кольцом / и винтом 19. Холодильная
камера изолирована от кожуха пенопластовыми кольцами 16 и
шлаковой ватой 17. Крышка камеры изолирована пенопластом 18,
Теплообменник изолирован асбестом /5.
Для контроля давления сжатого воздуха на приборном щитке
установлен манометр, измеряющий давление в полости осушителя,
и гальванометр, измеряющий температуру холодного воздуха, по-
поступающего в камеру.

Глава 9
ТЕРМОЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ
МАШИНЫ
В современных термоэлементах в области температур окружаю-
окружающей среды максимальная разность температур на спаях достигает
70—90 СС. На многокаскадных устройствах эта разность темпера-
температур может быть более 100 СС.
Таким образом, разность температур, получаемая в термоэлек-
термоэлектрических холодильных машинах, вполне достаточна для использо-
использования этого способа охлаждения в различных областях науки и
техники. Ряд особенностей термоохлаждающих устройств способ-
способствовал их распространению. Уже в начале 60-х годов разработкой
и промышленным выпуском термоэлектрических охлаждающих
устройств были заняты многие организации и предприятия как
у нас в стране, так и за рубежом.
§ 9.1. Основные положения теории
термоэлектрических холодильных машин
Энергетическая эффективность термоэлектрических холодиль-
холодильных машин зависит от физических свойств материалов термоэлемен-
термоэлементов. Одним из основных свойств материалов термоэлементов является
их электропроводность. Количественной мерой электропровод^
ности материала является, как известно, величина удельного элек-
электрического сопротивления р или удельная электропроводность
о = 1/р. Как уже отмечалось ранее, материалами, используемыми
в термоэлементах, являются полупроводники.
Величина удельной электропроводности полупроводников в боль-
шей мере зависит от инородных примесей, температуры, давления,
освещения. Примеси, введенные в материал полупроводника, могут
воздействовать на него по-разному. Если в кристаллическую ре-
решетку полупроводника вводятся атомы, внешние электроны кото-
которых связаны непрочно, то при их отрыве число свободных электро-
электронов проводимости в материале возрастает, в результате чего электро-
электропроводимость полупроводника возрастает. Примеси, которые уве-
увеличивают число электронов проводимости, называются донорами»
В том случае, когда в чистый материал полупроводника вводятся
атомы с незаполненной внешней электронной оболочкой, такие
атомы укомплектовывают свой незаполненный уровень «чужими»
377

электронами, т. е. электронами соседних атомов, у которых связь
электронов непрочна. Это приводит к образованию «дырки» на месте
утраченного электрона у основного атома. «Пострадавший» атом
теряет электрическую нейтральность и превращается в положи-
положительно заряженный ион, который также стремится захватить элек-
электрон у соседнего атома. Примеси, атомы которых повышают ионную
проводимость материала полупроводника, называются акцептор-
акцепторными.
Переход электрона от одного атома к другому приводит к тому,
что место, где образовалась недостача электрона (электронная дырка),
постоянно и беспорядочно перемещается по всей кристаллической
решетке от одного атома к другому. Такое перемещение электрон-
электронной дырки эквивалентно перемещению положительных зарядов.
Если на такой кристалл воздействовать внешним электрическим
полем, то движение электронных дырок будет противоположно дви-
движению электронов. Проводимость, обусловленная передвиже-
передвижением электронных дырок, получила название дырочной проводи-
проводимости.
В зависимости от типа проводимости (электронной или
дырочной) полупроводниковые материалы делятся на электрон-
электронные (л-типа) и дырочные (/?~типа). Чистым полупроводнико-
полупроводниковым материалом свойственна смешанная проводимость — элек-
электронная и дырочная. При создании в полупроводнике элек-
электрического поля возникает движение электронов и дырок, а
общий ток представляет собой сумму электронного и дырочного
тока.
Так как электроны более подвижны, чем дырки, то у полупро-
полупроводников со смешанной проводимостью электронный ток преобла-
преобладает, как правило, над дырочным. Проводимость чистого полупро-
полупроводника называют собственной проводимость/о, а проводимость,
которая обусловлена примесью, — примесной проводимостью. Та-
Таким образом, электропроводимостью проводников можно управ-
управлять, вводя в них незначительное количество примесей. Это является
основным и наиболее доступным средством изменения показателей
полупроводниковых материалов.
Теория термоэлектрических холодильных машин базируется
на термоэлектрических явлениях. К их числу обычно относят три
термоэлектрических эффекта: Зеебека, Пельтье и Томпсона. Эти
эффекты связаны с взаимным превращением тепловой энергии в энер-
энергию электрического тока.
Термоэлектрические эффекты. Эффект Зеебека. Сущность
эффекта Зеебека состоит в следующем: если в разомкнутой электри-
электрической цепи, состоящей й$ нескольких разнородных проводников,
на одном из контактов поддерживать температуру Тг (горя-
(горячий спай), а на другом (холодном спае) температуру 7\, то
при условии Тг Ф Тх на концах цепи возникает термоэлектро-
термоэлектродвижущая сила Еу а при замыкании цепи в ней появляется элект-
электрический ток. Такую цепь называют термоэлементом или термо-
термопарой.
378

Термо- э. д. с. на концах разомкнутой цепи определяется по
уравнению
тг
E=\adT, (9.1)
где а — коэффициент дифференциальной термо-э. д. с. Он зависит
в основном от физических свойств материала и его температуры.
При небольших разностях температур AT — Тг—Гх можно счи-
считать а равным его некоторому среднему значению в интервале от Tt
до Тх.
В том случае, когда термоэлектрическая цепь состоит из элемен-
элементов с одинаковым типом проводимости, их термо-э. д. с. оказываются
противоположно направленными:
аР = ар1 - <*„, ап = ап1 - ап2, (9.2); (9.3)
где ар, ап — коэффициенты термо-э. д. с. дырочного и электрон-
электронного проводников.
При различном типе проводимости материалов их термо-э. д. с.
суммируются
п|, (9.4).
поэтому термоэлементы составляют, как правило, из элементов
с электронной и дырочной проводимостью.
Термо-э. д. с. в цепи, составленной из последовательно соеди-
соединенных пар дырочных и электронных полупроводников, опреде-
определяется по формуле
\ (9.5)
где л — число пар термоэлементов.
Эффект Пельтье. Эффект Пельтье заключается в том, что при
пропускании постоянного тока через термоэлемент, состоящий из
двух проводников или полупроводников, в месте соединения выде-
выделяется или поглощается некоторое количество теплоты. ^Тепловой
лоток фл, называемый теплотой Пельтье, определяется по урав-
уравнению
<?я - я/. (9.6)
где п — коэффициент Пельтье; / — сила тока.
Выделение или поглощение теплоты Пельтье зависит от направ-
направления тока и термотока, который возник бы при нагревании места
соединения проводников. При совпадении направления теплота
Пельтье поглощается, при противоположных направлениях — вы-
выделяется. При наличии нескольких спаев выделение теплоты на
одном спае всегда сопровождается поглощением ее на другом и
наоборот.
379

Причина возникновения эффекта Пельтье состоит в том, что
средняя энергия электронов, участвующих в переносе тока из одного
проводника в другой, различна. Это наглядно подтверждается на
примере контакта электронного полупроводника и металла. Пред-
Предположим, что направление тока соответствует направлению пере-
перехода электронов из полупроводника в металл. Так как энергети-
энергетический уровень свободных электронов полупроводника значительно
выше уровня электронов металла, то при переходе из полупровод-
полупроводника в металл электроны, сталкиваясь с атомами металла, отдают
им свою избыточную энергию. Это приводит к выделению теплоты
Пельтье и повышению температуры спая. При противоположном
направлении тока весь процесс идет в обратном направлении и теп-
теплота Пельтье поглощается.
Эффект. Томпсона. Эффект Томпсона заключается в том, что при
протекании электрического тока через проводник или полупровод-
полупроводник, на котором есть градиент температуры, в дополнение к теплоте
Джоуля выделяется (или поглощается) некоторое количество теп-
теплоты, которое называют теплотой Томпсона. Знак теплоты Томпсона
зависит от направления тока. В том случае, когда направление гра-
градиента температуры совпадает с направлением тока, теплота Томп-
Томпсона выделяется.
Когда направления градиента температуры и тока противопо-
противоположны, теплота Томпсона поглощается. Тепловой поток Томпсона
определяется по выражению
J
(9.7)
где т— коэффициент Томпсона.
Физическая сущность эффекта Томпсона заключается в том,
что энергия свободных электронов растет в зависимости от темпера-
температуры. Наличие разности температур вдоль материала приводит
к тому, что электроны на горячем конце приобретают более высокую
энергию, чем на холодном. Плотность свободных электронов также
растет при повышении температуры, вследствие этого возникает
поток электронов от горячего конца к холодному. На горячем конце
накапливается некомпенсированный положительный заряд, на хо-
холодном -•- отрицательный. Перераспределение зарядов препят-
препятствует потоку электронов и при определенной разности потенциалов
приостанавливает его совсем. Эта разность потенциалов неодина-
неодинакова для различных материалов и при соединении их в термопару
приводит к возникновению термо-э. д. с.
Так же протекают описанные выше явления в материалах с ды-
дырочной проводимостью, с той лишь разницей, что на горячем конце
скапливается некомпенсированный отрицательный заряд, а на хо*Л
л одном — положительно заряженные дырки, поэтому в термопаре,"
состоящей из элементов с проводимостью р- и я-типов, термо-э. д. с.
складываются. Для металлов изменение температуры практически
не влияет на плотность носителей зарядов. В веществах со смсшаи-
380

ной проводимостью эффект Томпсона практически равен нулю.
Взаимосвязь между термоэлектрическими эффектами. При за-
замыкании электрической цепи термопары, в которой создана и под-
поддерживается постоянная разность температур, одновременно воз-,
пикают все три термоэлектрических эффекта. Кроме этого в термо-
термопаре при наличии разности температур происходит передача теплоты
от горячего конца к холодному за счет теплопроводности, а электри-
электрический ток вызывает выделение теплоты Джоуля.
Для определения взаимосвязи между рассматриваемыми эффек-
эффектами представим термопару в виде замкнутой цепи и рассмотрим
ее как тепловую машину, рабочим веществом которой служит элек-
\\\\\\\\\\1
тштг
ТП П
Рис. 9.1. Схема и цикл короткозамкнутой термоэлектрической цепи
тронный газ [491. Схема и цикл в s— Г-диаграмме такой машины
показаны rf& рис. 9.1. Будем считать, что необратимые процессы
теплопроводности й выделения теплоты Джоуля отсутствуют.
Участки 1—4 и 2—3 в цикле 1-2—3—4 соответствуют протеканию
некоторого количества электричества через контакты между эле-
элементами термопары. Участки 1—2 и 3--4 характеризуют изменение
количества электричества, которое происходит в результате движе-
движения тока через полупроводниковые элементы термопары / и //.
Теплота Пельтье на участке 2—3 выделяется, на участке 1—4 —
поглощается. Теплота Томпсона выделяется на участке 3—4 и погло-
поглощается на участке /—2.
Работа цикла /—2—3—4, которую совершает термо-э. д. с.
при протекании данного количества электричества q{ в соответствии
с первым законом термодинамики равна разности теплоты, подве-
подведенной и отведенной, т. е. /д со пл. 1—2—3—4 = (пл. 2—З—k—п +
+ пл. /—2—п—т) — (пл. 1—4—с—т + пл. 4—3—k—с) или -
"Г Т
п (Гг) + J Ь dT - л G*ж) -\rndT
(9.8)
381

По второму закону термодинамики ds = dQ/T можно определить
изменение энтропии на любом участке цикла. В замкнутом цикле
прирост энтропии равен нулю, тогда
(9.9)
Уравнения (9.8) и (9.9) выражают содержание первого и второго
законов термодинамики в применении к терх\юэлектрическим про-
процессам. Эти уравнения тем точнее описывают реальный процесс,
чем ^меньше интервал температур
предельном случае
можно записать:
(9.10)
(9.11)
\ш
\
Л
f fill 1—:
^
Тг — Гх. В
Тг — Гх = dT
Рис. 9.2. Схема термоэлемента
Из уравнений (9.1) и (9.10) выте-
вытекает первое термоэлектрическое со-
соотношение
Хр — хп = а — dnldT. (9.12)
Подставляя это выражение в
уравнение (9.11), получим второе
соотношение:
л ч = а7\ (9.13)
Из двух последних соотношений вытекает еще одно важное
тр-тп =—T(dafdT). (9.14)
Для вывода основных расчетных зависимостей рассмотрим ра-
работу термоэлемента, состоящего из двух полупроводников с элек-
электронной (/) и дырочной проводимостью (//) и металлических пере-
перемычек /// (рис. 9.2). При движении постоянного тока в указанном
направлении нижняя перемычка нагревается, а верхняя — охла-
охлаждается. В этом случае верхняя перемычка называется «холодным
спаем», а нижняя — «горячим спаем». При выводе зависимостей
для расчета термоэлектрических охлаждающих устройств при не-
небольшой разности температур на спаях используется среднстемпсра-
турное значение а, которое достаточно точно учитывает теплоту
Томпсона.
Тепловой поток, поглощаемый на холодном спае термоэлемента
за счет эффекта Пельтье, определяем по уравнению (9.6) или, учи-
учитывая (9.13) и (9,4), получаем
Qn = а/Гх. (9.15)
Джоулева теплота, выделяющаяся в термоэлементах, равна
дд>к =/2/?, (9.16)
где R — сопротивление обеих ветвей термоэлемента.
382

При расчетах принимают, что одна половина джоулевой теплоты
переходит к горячим спаям, а другая — к холодному. Теплота,
переходящая от горячих спаев к холодному за счет теплопровод-
теплопроводности, равна
где X — коэффициент теплопроводности ветвей термоэлемента.
Таким образом, холодопроизводительность'термоэлемента (коли-
(количество теплоты, поглощаемой на холодном спае термоэлемента)
определяется выражением
Q0-a7V - 0,5/2Я—Я (Тг - Тх). (9.18)
Тепловой поток, выделяемый на горячем спае и отводимый в
окружающую среду, определяется по уравнению
\
max
(9.19)
Мощность, потребляемая тер-
термоэлементом, равна
N = PR + a(Tr-Tx)Im (9.20)
Энергетическая эффектив-
эффективность термоэлектрического ох-
охлаждения определяется холо-
холодильным коэффициентом е =
= Qo/N или
аТх!
(9.21)
Режимы работы термоэле-
Отах
ЛТ
ментов. Под режимом работы рис. 9.3. Качественная зависимость 8,
термоэлементов подразумевают (?0 от разности температур на спаях АГ
такие условия их эксплуатации,
при которых один или несколько параметров их работы постоянно
имеют какое-либо определенное значение. Наиболее характерными
ЯВЛЯЮТСЯ: рСЖНМ макСИМаЛЬНОЙ ХОЛОДОПрОИЗВОДИТельНОСТИ (Qomax)»
режим, максимального холодильного коэффициента (втах), режим
минимального тока (/mm)»
Режим Qomax отличается тем, что рабочий ток в термоэлементе
соответствует максимально возможному значению. Режим етах
характеризуется тем, что рабочий ток в термоэлементе меняется
в соответствии с изменением разности температур на холодном и
горячих спаях. Режим /П1|П характерен тем, что заданное значение
холодопроизводитсльиости и разности температур на холодном и
горячих спаях термоэлемента поддерживается при минимально воз-
возможном значении рабочего тока.
На рис. 9.3 показаны зависимости Qn и е =.■-•/ (AT) для различ-
различных режимов работы термоэлемента. Холодопроизводительность
383

термоэлемента в режиме етах имеет наименьшее значение и лишь
при максимально возможной разности температур AT холодопро-
изводительности во всех трех случаях становятся практически рав-
равными. Из этого следует, что для обеспечения одинаковой холодо-
производительности и разности температур на спаях термобатарея,
работающая в режиме ешах, должна иметь наибольшее число термо-
термоэлементов. Для всех режимов е увеличивается при уменьшении А Г
на спаях. При Д71 — 0 для режима QOmax холодильный коэффициент
• имеет максимальное значение (е — 0,5), а для двух других е — оо.
Значение е - оо показывает, что для получения единицы холодо-
производительности достаточно бесконечно малых затрат электро-
электроэнергии. Практического значения эта зависимость не имеет, так как
в режимах еП1ах и /min при АГ -> 0 удельная холодопроизводитель-
ности также стремится к нулю. Это означает, что для получения
единицы холодопроизводительности необходимо бесконечно боль-
больше е число термоэлементов. Режим /mln является промежуточным
между режимами Q0Iliax и ешах.
Для получения минимальных затрат электроэнергии режим ешах
является наиболее приемлемым. В микроохладителях, где потребляе-
потребляемая мощность не превышает 10—20 Вт, фактор экономии электро-
электроэнергии не имеет большого значения, поэтому в них часто исполь-
используется режим Qomax- В тех случаях, когда термобатарею необходимо
питать от источника слабого тока, наиболее приемлемым может
оказаться режим /mln.
§ 9.2. Эффективность применения
термоэлектрического охлаждения
Выбор материалов для термоэлементов. Экономичность термо-
термоэлемента, а также максимальное снижение температуры на спаях
зависят от эффективности (добротности) полупроводникового ве-
вещества г, в которую входят удельная электропроводность а, коэффи-
коэффициент термо-э. д. с. а и удельная теплопроводность х. Эти вели-
величины взаимосвязаны, так как зависят от концентрации свободных
электронов или дырок. Эта зависимость представлена на рис. 9.4.
Из рисунка видно, что электропроводность а пропорциональна числу
носителей я, термо-э. д. с. стремится к нулю с увеличением п и воз-
возрастает при уменьшении п. Теплопроводность х состоит из двух
частей: теплопроводности кристаллической решетки ир, которая
практически не зависит от л, и электронной теплопроводности хэ,
пропорциональной п. Эффективность металлов и металлических
сплавов мала из-за низкого коэффициента термо-э. д. с, а в диэлек-
диэлектриках — из-за очень малой величины электропроводимости. По
сравнению с металлами и диэлектриками эффективность полупро-
полупроводников значительно выше, чем и объясняется их широкое приме-
применение в настоящее время в термоэлементах. Эффективность материа-
материалов также зависит от температуры.
384

Термоэлемент состоит из двух ветвей: отрицательной (я-тип)
и положительной (/?-тип). Так как материал с электронной прово-
проводимостью имеет термо-э. д. с. с отрицательным знаком, а материал
с дырочной проводимостью — с положительным, это позволяет
получить большую величину термо-э. д. с. (а — /а,/ + /а,,/). При
увеличении термо-э. д. с. растет z. Для термоэлементов в настоящее
время применяют низкотемпературные термоэлектрические мате-
материалы, исходными материалами которых являются висмут, сурьма,
селен и теллур. Максимальная эффективность z для этих материалов
в области комнатных температур составляет: 2,6-10~3 град для*
п-типа, 2,2- 10~J — для /?-типа. В настоящее время Bi2Te3 применяется
редко, поскольку создан-
созданные на его основе твердые
растворы Bi2Te;j — BuSe3
и Bi2Te3 — SboTe^ имеют
более высокие значения
z [B,4-^-3,4) 10 град1].
Эти материалы впервые
были получены и исследо-
исследованы в нашей стране и на
их основе освоен выпуск
сплавов ТВЭХ-1 иТВЭХ-2
для ветвей с электронной
проводимостью и ТРДХ-1 Рис. 9.4. Качественная зависимость коэффициен-
н ТВДХ-2 — для ветвей с тов: термо-э. д. с. а, электропроводности а, тен-
дырочной проводимостью лопроводности х от концентрации носителей п
[49]. Твердые растворы
Bi — Se применяются в области температур ниже 250 К. Максималь-
р рур
ного значения г--6-10 град достигает при
Интересно отметить, что указанный сплав существенно повышает свою
эффективность в магнитном поле. Так, например, при Н =■- 1000 Э
и Т == 100 К эффективность z возрастает до 8,5-10~3 град.
В настоящее время полупроводниковые ветви изготавливают
тремя методами: методом порошковой металлургии, литьем с направ-
направленной кристаллизацией и вытягиванием из расплава. Наиболее
распространенным является метод порошковой металлургии с хо-
холодным или горячим прессованием образцов. В термоэлектрических
охлаждающих устройствах применяются в основном термоэлементы,
у которых отрицательная ветвь изготавливается методом горячего
прессования, а положительная — методом холодного прессования.
Механическая прочность ветвей термоэлементов незначительна.
Так, например, у образцов сплава Bi.2Te., — Sb2Te3, изготовленных
по технологии горячего или холодного прессования, предел проч-
прочности при сжатии составляет 44,6—49,8 МПа. Нижний предел отно-
относится к образцам, полученным методом горячего прессования. Для
повышения прочности термоэлемента между коммутационной пла-
пластиной 1 (рис. 9.5) и полупроводниковой ветвью 6 ставится демпфи-
демпфирующая свинцовая пластина 3, кроме того, применяются легко-
легкоплавкие припои 2, 4 и припой SiSb E). Испытания показывают,
13 П/р И. А. Сакуна
385

-2
-3
-♦
-5
-6
Рис. 9.5. Схема коммутации термоэле-
термоэлемента
что термические устройства имеют виброударную стойкость до
20 g, а термоохладители малой холодопроизводителыюсти (порядка
единиц ватт) до 250 g.
Сравнение термоэлектрических охлаждающих устройств с дру-
другими способами охлаждения. Термоэлектрические охлаждающие
устройства имеют ряд преимуществ по сравнению с другими типами
холодильных машин. Однако однозначно говорить о преимуществах
термоохлаждающих устройств нельзя, так как они имеют и су-
существенные недостатки. В настоящее время в системах копдепцио-
пировапия воздуха и провизионных камерах па судах используются
пароэжекторпые и паровые холодильные машины. В холодное время
года судовые помещения обогре-
обогреваются электро-, паро- или водо-
водонагревателями, т. е. применяются
раздельные, источники теплоты и
холода. При помощи термоэлектри-
термоэлектрических устройств в теплое время
года можно охлаждать помещения,
а в холодное время — обогревать.
Изменение режима охлаждения па
режим обогрева осуществляется
путем реверса электрического
тока.
Кроме того, к преимуществам термоэлектрических устройств
следует отнести: отсутствие движущихся частей; полную бесшум-
бесшумность работы; отсутствие рабочего вещества и масла; меньшую массу
и габаритные размеры при той же холодопроизводителыюсти.
Сравнительные данные по хладоновым машинам для провизионных
камер па судах показывают, что при одинаковой холодопроизводи-
холодопроизводителыюсти масса термоэлектрической холодильной машины в 1,7—
1,8 раза меньше. Термоэлектрические охлаждающие устройства для
систем судового копденционирования имеют объем приблизительно
в четыре, а массу в три раза меньше, чем хладоповые холодильные
машины.
К недостаткам термоохлаждающих устройств следует отнести
их низкую экономичность и повышенную стоимость. Экономичность
термоэлектрических устройств по сравнению с паровыми холодиль-
холодильными машинами приблизительно на 20—50 % хуже [49]. Высокая
стоимость термоохлаждающих устройств связана с высокими це-
лами па полупроводниковые материалы. Дальнейшее развитие ра-
работ по повышению качества полупроводниковых материалов, по
совершенствованию технологии и конструкций термоохлаждающих
устройств приведут к сокращению их стоимости, повышению надеж-
надежности и улучшению других характеристик. Это позволит значительно
расширить область применения термоэлектрических охлаждающих
устройств в народном хозяйстве.

Глава 10
ПАРОЭЖЕКТОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Пароэжекторные холодильные машины (ПЭХМ) относятся
к группе теплоиспользующих холодильных машин, так как они
потребляют извне не механическую, а энергию, передаваемую
в форме теплоты. Для привода насосов ПЭХМ потребляют и неко-
некоторое количество электроэнергии. Пароэжекторная машина пред-
представляет собой систему совмещенных неразделимых процессов пря-
прямого и обратного циклов, т. е. в ней совмещены пароэнергетическая
установка с двигателем — эжектором и холодильная машина со
струйным компрессором — эжектором. Пароэнергетическая уста-
установка включает в себя парогенератор, эжектор, конденсатор и насос.
В состав холодильной машины входят эжектор, конденсатор, дрос-
дроссельный (регулирующий), вентиль и испаритель.
Рабочим веществом пароэжекторных машин служит чаще всего
вода, а в последнее время и хладоны. Использование воды в ка-
качестве рабочего вещества целесообразно вследствие ее безвредности
и относительной дешевизны. Однако применить воду в компрессор-
компрессорных машинах невозможно из-за очень больших значений удельного
объема сухого насыщенного пара при низких температурах. Так,
например, при поддержании в испарителе температуры насыщения
О °С (р = 0,00061 МПа) компрессору пришлось бы отсасывать водя-
водяной пар, имеющий удельный объем 226 м3/кг (для сравнения сухой
насыщенный пар хладона R12 имеет объем 0,05566 м3/кг), что можно
было бы осуществить лишь при огромных размерах цилиндров
или колес в центробежной машине. Это ведет к большим потерям
энергии, а также увеличивает стоимость машины. Отсасывание во-
водяного пара из испарителя паровым эжектором позволило создать
относительно компактную машину.
Недостатком этих машин является их низкая энергетическая
эффективность из-за значительных потерь в эжекторе, а также
необходимость поддержания глубокого вакуума в испарителе
и конденсаторе.
Наиболее широко пароэжекторные машины используются для
кондиционирования воздуха на промышленных предприятиях,
весьма перспективны они и для кондиционирования воздуха на судах,
где особенно при работе главной энергетической установки по-
появляется большое количество вторичных энергоресурсов (выпуск-
(выпускных газов, охлаждающей двигатели горячей воды),
13* 387

пх
Воздух
Рис. 10.1. Схема нароэжекториой холодильной
машины
§ 10.1. Принцип действия
и теоретический процесс работы
пароэжекторной машины
Схема пароэжекторной машины показана на рис. 10.1.
Рабочий пар из парогенератора Л образованный в нем за счет
подвода теплоты qri направляется в сопло эжектора Э. В сопле
потенциальная энергия пара преобразуется в кинетическую энер-
энергию — скорость пара возрастает. Струя рабочего пара, увлекая
холодный пар, идущий из испарителя Я, смешивается с ним в ка-
камере смешения эжектора. Смесь рабочего и холодного пара напра-
направляется в диффузор эжектора, в котором давление смеси повышается
вследствие снижения скорости. Таким образом, за счет кинетической
энергии струи рабочего па-
пара осуществляется работа
сжатия смеси рабочего и
холодного пара от давле-
давления в испарителе р0 до
давления в конденсаторе
рх- Теплота конденсации qK
в конденсаторе ГК отво-
отводится водой, а образовав-
образовавшийся конденсат направ-
направляется по двум потокам:
одна часть конденсата в
количестве, равном рабо-
рабочему пару, подается копденсатпым насосом КН в парогенератор Л
другая — через дроссельный вентиль РВ\ поступает в испаритель Я.
Охлаждение воды в испарителе происходит в результате частичного
ее испарения при глубоком вакууме. Температура кипения воды
находится в зависимости от давления над водой. Количество теплоты,
отбираемое отходящим холодным паром, зависит от температуры
и давления, при которых происходит кипение. При атмосферном
давлении вода кипит при температуре 100 СС. При этих условиях
для испарения 1 кг воды требуется 2257 кДж, или с отходящим 1 кг
пара от воды отбирается 2257 кДж. Для температуры кипения воды
при +7 СС давление над водой должно быть ~1 кПа. При этих
условиях для испарения 1 кг воды требуется 2480 кДж. Из испари-
испарителя Я образующийся пар непрерывно отсасывается эжектором,
благодаря чему в испарителе поддерживается постоянное давление
и непрерывный процесс испарения. Охлажденная вода, называемая
«рабочей водой», циркулирует между испарителем Я и потребителем
холода ПХ. Рабочая вода подается к потребителю холода циркуля-
циркуляционным насосом ЦН, в испаритель она возвращается через вен-
вентиль РВ2.
Теоретический цикл ПЭХМ в s — /-диаграмме показан на
рис. 10.2. Рабочий пар с давлением рр расширяется в сопле до да-
давления р0 изоэнтроппо — процесс 1-*2S. Из испарителя подсасы-
подсасывается холодный пар состояния 9. В камере смешения образуется
388

влажный пар состояния 3, который сжимается в диффузоре до да-
давления рк изозптропно — процесс 3—4S.
Процесс 4S—5 — конденсация; процесс 5—6 соответствует ади-
адиабатной работе насоса» перекачивающего конденсат в парогенератор.
Процесс 5—8 — дросселирование части конденсата, идущего в испа-
испаритель. Процесс 8—9 — кипение в испарителе, а 6—7—1 — про-
процессы нагрева воды и парообразования в парогенераторе. В машине
совершаются два цикла. Ксли условно представить сжатие в эжек-
эжекторе отдельно рабочего пара (процесс 2Н—//) и холодного пара
(процесс 9-10), то прямой цикл будет изображаться процессами
1—11—5—6—7—1, а обратный —
процессами 9- 10—5—8—9. В
сопле происходит преобразование
потенциальной энергии давления
в кинетическую — процесс /—2S\
передача энергии прямого цикла
обратному осуществляется в ка-
камере смешения — процесс 2S—
3—9\ зг-рата работы в обратном
цикле происходит в диффузоре —
процесс 3—48. Процессы расшире-
расширения 11—28 от давления /?к до дав-
давления р0 с последующим сжатием
смешанного пара (процесс 3- 4$)
Рис. 10.2. Теоретический цикл наро-
эжекторной холодильной машины
от давления р0 до рк по существу выполняются для передачи рабо-
работы прямого цикла обратному.
Если принять, что через испаритель проходит 1 кг рабочего ве-
вещества, то через парогенератор пройдет а (кг) рабочего пара, причем
. в = Gp, n/Gx. п.
A0.1)
Величина а, определяемая отношением массовых расходов рабо-
рабочего пара С,,. п к холодному Сх. п» называется кратностью цирку-
циркуляции или коэффициентом удельного расхода пара.
Принимая условие передачи работы прямого цикла обратному
без потерь, можно записать для теоретического цикла, что аТ1 — /0,
где I и /0 •— соответственно работы прямого и обратного циклов,
ат = kll = (i10 — h)l\{h — in) — (h - U)]>
A0.2)
где i — энтальпия в соответствующих точках цикла (см. рис. 10.2),
Тепловой баланс машины можно представить в следующем виде:
где A + ат) qK = A + ат) (iia ~ ib) — отведенная теплота; q0 =
'«= it.— i% — удельная холодопроизводительность; aTqr =vaT (ix —
— i*) — теплота, подведенная к парогенератору; aTqH = aT (i# —
~~ ib) -*- работа насоса.
389

Эффективность работы прямого цикла оценивается термическим
коэффициентом
Я»-~- ft-^^-Ц , A0.4)
Холодильный коэффициент является энергетической характери-
характеристикой обратного цикла
eT = ^L==AzilL. (Ю.5)
f Для энергетической оценки эффективности всей машины исполь-
используется "Тепловой коэффициент £т, равный отношению холодопроиз-
водительности цикла к затраченной теплоте
Aаб)
Подставив в формулу A0.4) / = /0/ат и умножив r\t на ет, получим
Термодинамическое совершенство цикла эжекторной холодиль-
холодильной машины так же, как и для других типов холодильных машин,
можно оценить коэффициентом обратимости
ч = Ji-= —5i3J—, A0.8)
£обр ВобрТ)/ оОр
где Ст» ет и t\t—соответственно тепловой, холодильный и терми-
термический коэффициенты теоретического цикла; £обр» еобр и r\t o0p —
те же коэффициенты обратимого цикла;
т Т >
1 О. С "" J О
Го — температура охлажденной воды на выходе из испарители, К;
ТОф с — температура окружающей среды, К,
Т1^ — температура греющего источника.
§ 10.2. Газодинамические основы работы
пароструйного аппарата
Основной элемент машины — эжектор, профиль которого пока-
показан на рис. 10.3, состоит из сопла PC, приемной камеры ///(, камеры
смешения КС и диффузора Д. На этом же рисунке показано изме-
изменение статических давлений по ходу рабочего и холодного паров.
Статическим давлением называют давление в потоке без учета
его кинетической энергии.
390

В пароструйных аппаратах с большой степенью расширения
рабочего пара, когда отношение давлений р^р* > Р^Рк^ где /?кр —
статическое давление изоэнтропно движущегося рабочего пара при
критической скорости; сопло аппарата должно быть выполнено по
типу сопла Лаваля. Сопло Лаваля состоит из сужающейся и рас-
расширяющейся частей, разделенных коротким цилиндрическим уча-
участком. Оно спрофилировано таким образом, чтобы в дозвуковрм
режиме его сечение уменьшалось до тех пор, пока скорость потока
не станет равной скорости звука. Для перехода через скорость звука
и дальнейшего ускорения потока сопло должно быть выполнено
расширяющимся. В этом случае для создания кинетической энергии
потока будет использован весь перепад давлений от давления рабо-
рабочего пара на входе в сопло
рр до давления всасывания
холодного пара р2.
Эжекторы холодильных
машин работают при больших
степенях расширения рабо-
рабочего пара (рр//?2 > 50) и боль-
больших степенях сжатия (pjp?>
> 2,5), поэтому для увеличе-
увеличения предельного коэффициен-
коэффициента эжекции и сохранения
большой степени сжатия ка- рис. .10.3. Схема эжектора
мера смешения в этих аппа-
аппаратах выполняется состоящей из двух частей: развитой конической
сужающейся части (конфузора) и последующей укороченной ци-
цилиндрической части (горловины) [43].
Рабочий (эжектирующий) пар с параметрами /?р, /р подводится
к соплу, где давление его снижается от /?р до давления в приемной
камере /?р1 = /?2; а скорость увеличивается от wv до wvl. Скорость
пара wm в сечении /р1 на выходе из сопла больше критической ско-
скорости к'1ф, достигаемой паром в узком (критическом) сечении сопла
/1ф (см. рис. 10.3).
Рабочий пар, выходящий из сопла в приемную камеру со ско-
скоростью а»р1, подсасывает из нее холодный эжектируемый пар, ско-
скорость которого wx незначительна. По мере удаления от сопла массо-
массовый расход движущегося потока непрерывно увеличивается за счет
присоединения массы эжектируемой среды и возрастает поперечное
сечение движущегося потока. На некотором расстоянии от выход-
выходного сечения сопла поток, движущийся по направлению к камере
смешения, заполняет все сечение приемной камеры. Профиль ско-
скоростей в этом сечении имеет большую неравномерность по радиусу —
от очень малой у стенок камеры до близкой к скорости wvl истечения
рабочего пара из сопла на оси потока. Сечение, где площаль сверх-
сверхзвуковой струи становится наибольшей, называется сечением запи-
запирания. До этого сечения эжектирующий и эжектируемый потоки
текут раздельно, не смешиваясь, а интенсивное смешение происходит
• за этим сечением. Сечение запирания является характерным уча-
391

стком начального участка смешения, С удалением от сопла граница
между потоками размывается, сверхзвуковое ядро эжектирующей
струи уменьшается, происходит постепенное выравнивание скоростей
путем обмена импульсами между частицами, движущимися с боль-
большей и меньшей скоростями, и повышение давления перемешиваемых
потоков по сечению камеры. Поток имеет среднюю скорость w3 и
статическое давление р3. Далее поток поступает в расширяющуюся
насадку — диффузор. В последнем происходит преобразование ки-
кинетической энергии в потенциальную и теплоту. Давление растет
от jt?s до /?с, а скорость падает от ш>3 до wc. Если пренебречь сопроти-
сопротивлением нагнетательного тракта от эжектора до конденсатора, то
давление за эжектором рс можно считать равным давлению конден-
конденсации /;к в главном конденсаторе.
Процессы, характерные для камер смешения, описываются тремя
законами.
1. Закон сохранения энергии:
*p.n-,L«knMl+«)'e, (JOJ1)
П№ *'р.ш 'х. п. 'с — энтальпии рабочего и холодного пара до эжек-
эжектора и смешанного потока после эжектора, кДж/кг; и — коэффи-
коэффициент эжекции, т. е. отношение массового расхода холодного (эжек-
тируемого) пара к массовому расходу рабочего пара, и =
- Сх.п/Ср.п = 1/а.
2. Закон сохранения массы (кг/с):
Gc = Gp.n + Gx.n. A0.12)
3. Закон импульсов, который для конической камеры смешения
записывается так:
+ Gx. nwx2 - (Op. п + Gx. ц) w3 = psf3 +
\ ), A0.13)
где Дор2, tcx2, w3 — скорости рабочего и холодного потоков во вход-
входном сечении 2—2 камеры смешения и смешанного потока в выходном
сечении 3—Зу м/с; jt?p2, jt?x2, p* — статические давления рабочего
и холодного потоков во входном сечении камеры смешения и сме-
смешанного потока в выходном сечении этой камеры, Па; /р2, /х2, /з —
площади сечений рабочего и холодного потоков при входе в камеру
смешения и смешанного потока на выходе из камеры смешения, м2;
pdf—интеграл импульса сил на площадь поверхности камеры
смешения между сечениями 2—2 и 3—3.
При расчете эжекторов часто используют газодинамические
функции, связывающие приведенную скорость потока пара с его
термодинамическими параметрами. Под приведенной скоростью по-
понимается отношение скорости пара в рассматриваемом сечении к кри-
критической скорости:
А, = ш/доьр. A0.14)
392

Критическая скорость пара (м/с), представляющая собой дей-
действительную скорость пара, равную местной скорости звука,
определяется по формуле
A0.15)
где k — показатель адиабаты для идеального газа; R — удельная
газовая постоянная, Дж/(кг-К); Т*ч р*—соответственно темпе.-
ратура и давление торможения, К и Па; v* — удельный объем пара
в заторможенном состоянии, м3/кг. Под параметрами торможения Г*,
р*, и*, р* понимаются абсолютная температура, давление, удельный
объем и плотность пара при изоэнтропном снижении его скорости
до нуля.
Наиболее часто используются следующие газодинамические
функции.
Функция т (X) — относительная температура, т. е. отношение
абсолютной температуры Т изоэнтропно движущегося пара в данном
сечении к абсолютной температуре торможения Г*:
т = Т/Т* = 1 — [(ft— l)!(k + 1)] №. A0.16)
Функция л (X) — относительное давление, т. е. отношение стати-
статического давления р движущегося пара в данном сечении к давлению
торможения р*:
. A0.17)
Функция г (к) — относительная плотность, т. е. отношение плот-
*
ности р движущегося потока в данном сечении к плотности р* за-
заторможенного потока:
е-р/р*- {1 - l(k - \)j(k + 1)] Wyik-\ A0.18)
Из более сложных газодинамических функций при расчете эжек-
эжектором часто используется функция q (к), представляющая собой
приведенную массовую скорость, т. е. отношение массовой скорости
щ [кг/(м2-сI движущегося потока в данном сечении к массовой
скорости этого потока (шр)кр в критическом сечении:
9 = а'Р/И>)„р. A0.19)
Из условия сплошности потока следует, что функция q равна
отношению площадей критического сечения потока и данного сече-
сечения: q =г-/кр//.
В холодильных машинах эжекторы работают на реальных газах
или насыщенном паре. В таких средах показатель адиабаты k —
переменная величина, поэтому использование уравнений A0.14)—
A0.19) неудобно. Скорость звука в указанных средах можно опре-
определить на основании формулы Лапласа: ш =~ у'(др;др)ь. где др —
бесконечно малое изоэнтропное изменение давления, Па; др — изме-
изменение плотности среды при изменении давления др, кг/м3. Для тех-
393

нических расчетов формулу Лапласа можно записать в следующем
виде:
о> = /(Др/Др)в, A0:20)
где w—средняя скорость звука в среде в диапазоне указанного
изменения давления среды; Д/> — сравнительно небольшое конечное
изоэнтропное изменение давления; Д<> — конечное изменение плот-
плотности среды при указанном изменении давления.
Пренебрегая начальной скоростью потока перед эжектором из-за
ее незначительности, можно скорость потока при адиабатном рас-
расширении определить по формуле
ха)а = ^2Ш1, A0.21)
где (Ai)s — изоэнтропное изменение энтальпии потока, Дж/кг.
На основании уравнений A0.20) и A0.21) из условия ws = w =
= wKp можно вычислить изоэнтропный перепад энтальпий (А/'КРЬ,
соответствующий расширению потока от заторможенного состояния
до. его критической скорости:
(Д'кР). = 0
Критическая скорость потока
Количественные значения основных газодинамических функций
и метод расчета с использованием этих функций приводятся в спе-
специальной литературе [361.
§ 10.3. Действительный процесс
и характеристика работы пароэжекторной машины
Действительный процесс работы ПЭХМ. Действительный цикл
пароэжекторной машины, показанный на рис. 10.4 в координатах
s — /, значительно отличается от теоретического цикла. Отличие это
обусловлено прежде всего необратимыми процессами расширения
рабочего пара в сопле, смешивания и сжатия смешанного пара
в диффузоре; процесс смешивания характеризуется еще и потерями
от удара рабочего пара о холодный пар; рабочий пар расширяется
до давления р2> более низкого, чем давление р{) в испарителе, на ве-
величину потерь в системе на участке от испарителя до камеры сме-
смешения. В действительном цикле ПЭХМ, представленном на
рис. 10.4, процессы: /—2 — политропное расширение рабочего пара
в сопле от давления /?р до давления р2\ 9—10 — политропное рас-
расширение холодного пара от давления р{) до давления р2 во входной
части камеры смешения эжектора; 2—3 и 10—3 — одновременное
смешивание рабочего и холодного пара в камере смешения эжектора;
3—4 — политропное сжатие смеси рабочего и холодного пара в ка-
камере смешения эжектора; 4—5 — сбив перегрева и конденсация
смеси паров в конденсаторе; 5—6 — подогрев конденсата в насосе,
394

подающем конденсат в генератор; 6—1 — нагрев и парообразование
конденсата в генераторе; 5—8 — дросселирование конденсата, посту-
поступающего из конденсатора в испаритель, в вентиле РВУ (см. рис. 10.1).
Таким образом, в испаритель попадает влажный пар в состоянии 8
с давлением р0 и температурой f0. В испарителе влажный пар де-
делится на две фазы: жидкую — состояние 0 и паровую — состояние 9\
8—9 — испарение конденсата в испарителе.
Пар из испарителя в состоянии 9 поступает в эжектор, а вода
в состоянии 0 отводится насосом к потребителям холода. Вода,
подлежащая охлаждению, поступает от потребителей холода подо-
подогретой в состоянии 11 при температуре /w2. При прохождении через
вентиль РВ2 и разбрызгиваю-
разбрызгивающее устройство испарителя
она дросселируется — процесс
11—12.
Вследствие необратимых по-
потерь в элементах холодильной
машины действительный теп-
тепловой коэффициент £д меньше
теоретического.
Действительный тепловой
коэффициент
i
Рис. 10.4. Действительный цикл iiapo-
эжекторной холодильной машины
где ад — кратность циркуляции
в действительном цикле паро-
эжекторной холодильной ма-
машины.
Обозначив степень термодинамического совершенства обратного
цикла г) = ед/ео0р, относительный коэффициент действительного
прямого цикла Щс = /др'/, холодильный коэффициент действитель-
действительного цикла ед = до!1л, термический коэффициент обратимого прямого
цикла л*оор ~ '/<7п а также имея в виду, что действительные работы
в прямом и обратном циклах связаны между собой равенством ад/дР —
= 1ДУ после соответствующих подстановок в формулу A0.22) выра-
выражение для действительного теплового коэффициента может быть
записано так:
^Л— еД^Ь обрЧО<» ylV.ZO)
Кратность циркуляции в действительном цикле больше, чем
в теоретическом, и зависит от температур и давления в испарителе,
конденсаторе и парогенераторе, а также от степени необратимости
процессов в сопле, камере смешения, диффузоре и в других элемен-
элементах машины.
Действительную кратность циркуляции можно вычислить, поль-
пользуясь данными опыта, полученными при испытании машин различ-
различных крнструкций. Зависимость ад от отношения (/10 — ie)/(i'i — цЛ
(см. рис. 10.2) приведена на рис 10.5. На этом графике даны опти-
395

мальные значения ап. Для обеспечения устойчивой работы машин
значения аю полученные из графика, следует увеличивать на 5—
10 %.
Величина, обратная кратности циркуляции ад, есть коэффициент
эжекции и, кг/кг (см. § 10.2).
и=1 К A0.24)
При расчете пароводяной эжекторной машины, учитывая глубо-
глубокий вакуум в аппаратах, давления в испарителе и конденсаторе
определяют как сумму парциальных давлений водяного пара и воз-
воздуха. Однако определить парциальные давления воздуха и пара
в конденсаторе возможно лишь при испытаниях машины. При вы-
ап полпенни расчетов проектируемой машины
допустимо оценить потери в отдельных ее
элементах и вписать действительный цикл в
диаграмму, не принимая во внимание влия-
влияние парциальных давлений воздуха на про-
процессы конденсации и кипения (так как воз-
воздуха очень мало).
Эжекторные холодильные машины рас-
. считывают на наиболее тяжелые температур-
температурные условия, так как в эксплуатации откло-
отклонение от расчетных условий для этих машин
может вызвать полное прекращение их ра-
работы .
V
/
/
/
J
2
1
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5
Рис. 10.5. Зависимость
действительной кратности
циркуляции Дд от отноше-
отношения (£10 — /.))/(/, — Us)
Давление конденсации plt и кипения
р0 в холодильном цикле определяется внеш-
внешними условиями: в конденсаторе — хмассо-
вым расходом и температурой охлаждающей
воды, в испарителе — нужными параметрами и массовым расходом
охлаждаемой среды, т. е. условиями технологии и назначением хо-
холодильной машины. Давление рабочего пара рр в парогенераторе
в принципе может быть любым. В условиях эксплуатации паро-
пароводяных эжекториых машин наиболее целесообразным является
давление рр в пределах 0,5—0,8 МПа. Однако всегда экономически
выгоднее будет наиболее низкое давление рабочего пара, так как
это дает возможность использовать дешевую низкопотенциальную
теплоту, хотя это и приводит к возрастанию расхода рабочего пара
и увеличению габаритных размеров машины.
Таким образом, чтобы вписать действительные процессы паро-
эжекторной машины в тепловую диаграмму, нужно знать не только
параметры рабочего, холодного и смешанного пара в узловых точках
цикла, но и оценить потери в сопле, камере смешения, диффузоре
и других элементах машины.
Теоретическая скорость рабочего пара wu (см. рис.. 10.2) на вы-
выходе из сопла может быть определена по известной формуле истече-
истечения из сопл:
A0.25)
396

где ij и i2s — энтальпии рабочего пара в начале и конце адиабатного
расширения, в Дж/кг.
Пренебрегая величиной начальной скорости рабочего, пара,
можно считать, что при отсутствии потерь в адиабатном процессе
расширения работа расширения (Дж/кг), отнесенная к 1 кг рабочего
пара,
/5 = 0,5о>?5 = *1-*2в. A0.26)
Учитывая скоростным коэффициентом <р3 потерю кинетической
энергии пара в сопле, в результате трения получаем значение истин-
истинной скорости расширения рабочего пара
t*3 ==(№, A0.27)
Скоростной коэффициент можно принимать равным от 0,92 до
0,96. Таким образом, потеря работы в сопле натрение
А/ = ts - /, = o,5w?s - 0,5о>? = 0,5го?, - 0,5ш?5ср? = A - <р?) 0,5и& =
= A - Ф?) (Ч - У или /, = h - it. A0.28)
Из равенства щ (*i — i28) = (ч — ««) можно определить энталь-
энтальпию пара в конце процесса расширения в сопле (с учетом потерь)
(см. рис. 10.4)
i2 = ii-<P?(*i-*2.); <P? = (<i-fe)/(/.-i2s) (Ю.29); A0.30)
Величина фх носит название скоростного коэффициента и пред-
представляет собой отношение действительной энергии истечения к тео-
теоретической.
К смешивающимся потокам можно применить закон изменения
количества движения: сумма количества движения смешиваемых
потоков рабочего и холодного пара до удара равна количеству дви-
движения потока смеси в конце процесса смешивания, т. е. после удара:
Gp.n^i -Ь Сх>о = (Gp.n + Gx.n)w2f A0.31)
где o>i, w0, w2 — скорость пара соответственно рабочего, холодного
и смеси, м/с.
Из уравнения A0.31)
W2 =
Гг ■
p п + Gx. п
Кинетическая энергия смеси равна
L2 «= 0,5 (Gp. п + Gx. n) ш; = 0,5 ^ ^^ . A0.32)
ир. п "г их. п
Величина L2 меньше суммы кинетических энергий потоков до
смешения
Lx + U = 0,6 (Gp. пш? + Gx. nwl) A0,33)
на величину
2 • A0-34)
397

Величина AL представляет собой потери кинетической энергии,
связанные с процессом смешения потоков. Как показывает формула
A0.34), потери тем больше, чем больше разность скоростей смеши-
смешивающихся потоков. Отсюда можно сделать вывод, что при заданных
скорости рабочего пара и коэффициента эжекции для получения
наименьших потерь желательно увеличивать w{) так, чтобы можно
было приблизить скорость холодного пара к скорости рабочего
пара при входе в камеру смешения.
Если уравнение A0.31) разделить на Gp, п и пренебречь ско-
скоростью холодного пара, а также воспользоваться выражением и =
^ Gx.n/Gp.n> то уравнение A0.31) можно переписать в таком виде:
Wi = A + и) w2 или w% = wil(l + и). A0.35)
Действительная скорость в камере смешения w3 меньше ско-
скорости w2 вследствие удара и потерь на трение двух потоков пара —
рабочего и холодного. Эти потери характеризуются коэффициентами
Ф2 и ф3. Проверенных значений для коэффициентов (р2 и ср3 нет, так
как величины их зависят от многих факторов: от скорости и угла
встречи потоков пара, конструкции и качества выполнения камеры
смешения и диффузора и ряда других. Однако некоторые авторы 136 ]
рекомендуют принимать величину (р2 равной 0,975, а (р3 — 0,925.
Произведение (р2ф3 составляет примерно 0,9, но в ряде случаев может
быть и значительно меньше. Таким образом, скорость
A0.36)
Изменение энтальпии пара в камере смешения Ain из-за потерь
кинетической энергии струи может быть выражено уравнением
-A0.37)
Предполагая отсутствие потерь теплоты во внешнюю среду
и принимая, что холодный пар входит в камеру смешения в состо-
состоянии, близком к насыщению, можно считать, что теплота потерь
в камере смешения идет на подсушку рабочего пара, обычно выходя-
выходящего из сопла с большой влажностью. Тогда энтальпия рабочего
пара в конце камеры смешения i = u + Afn. Воспользовавшись
уравнением сохранения энергии A0.11), можно определить энталь-
энтальпию смеси паров в конце камеры смешения (в начале сжатия в диф-
диффузоре)
В диффузоре кинетическая энергия, внесенная потоком, превра-
превращается в потенциальную энергию и давление смеси повышается
до давления рк.
Кинетическая энергия, внесенная в диффузор из камеры сме-
смешения,
A0.39)
398

Изменение кинетической энергии в диффузоре
Д/ = о,5о| — 0,5w24, A0.40)
где w4 — скорость на выходе из диффузора. Для пароводяных зжек-
торных холодильных машин принимают до4 = 70-5-90 m/g 15И.
Изменение энтальпии в диффузоре
U - k = 0,5 [wl - w$). A0.41)
Из формулы A0.41) находим состояние в точке 4 (см. рис. 10.4)
Энтальпию в точке 4 можно также определить, если задаться
КПД диффузора т], экспериментальное значение которого по не-
некоторым литературным данным равно 0,67—0,85
И = (Us — h)KU — is)f
где t4s — энтальпия в конце изоэитропного сжатия в диффузоре
(см. рис. 10.2).
Характеристика работы пароэжекторной машины. Характери-
Характеристика работы в расчетных условиях и отличающихся от них опре-
определяется характеристикой главных эжекторов — аппаратов не-
неизменных геометрических размеров. Главные эжекторы с макси-
максимальной эффективностью работают только при расчетном режиме.
Существуют два резко отличающихся друг от друга режима работы
главных эжекторов: допредельный и предельный. Режим, когда при
неизменных давлениях рабочего и холодного пара массовый расход
эжектируемого холодного пара Gx. п зависит от давления за эжекто-
эжектором (давление конденсации), называется допредельным. Чем ниже
давление конденсации рк, тем больше при этом режиме массовый
расход эжектируемого холодного пара. Режим, при котором эжектор
достигает максимальной производительности (при данных параме-
параметрах рабочего и холодного пара), т. е. достигается максимальное
(предельное) значение Gx.ni[p и соответственно предельная холодо-
производительность QOI,P, называют предельным режимом. Этому
режиму соответствует и свое максимальное (предельное) давление
сжатия рКпр, развиваемое эжектором при данных параметрах рабо-
рабочего и холодного пара и значении ад. В предельном режиме при давле-
давлении за эжектором /?< pKnv расход отсасываемого эжектором холод-
холодного пара постоянный и равен Gx#nnp. При р 5>/?кпр эжектор вхо-
входит в допредельный режим и массовый расход холодного пара при
этом резко снижается.
При повышении температуры охлаждающей воды twu поступа-
поступающей в конденсатор, давление в конденсаторе и соответственно за
эжектором также повышается. До тех пор, пока /шз<^1пр» т- е-
температуры, при которой достигается pKnV в конденсаторе, холодо-
ироизводительность машины Qo остается постоянной. При twl £>
\>twmv холодопроизводительносгь снижается и в предельном случае
не только полностью прекращается получение холода, но и проис-
399

ходит нагрев рабочей воды за счет поступающей в испаритель части
рабочего пара из эжектора.
При понижении twl или увеличении массы охлаждающей воды
холодопроизводительность не становится больше. Возрастание на-
нагрузки на машину вызывает повышение температуры кипения.
Соответственно увеличиваются Gx.n, Qo и тепловой поток на кон-
конденсатор, что, в свою очередь, вызывает повышение рк. Так как
количество рабочего пара с повышением t{) остается неизменным,
уменьшается ад и соответственно снижается давление рКП]и развива-
развиваемое эжектором. С возрастанием давления рабочего пара перед
эжекторами увеличивается его расход и соответственно значение аю
что позволяет несколько повысить значение jt?IWip и обеспечить ра-
работу машины при предельной температуре охлаждающей воды, не-
несколько более высокой, чем /ю|пр. Однако при этом Qo практически
не увеличивается. Кроме того, снижение давления рабочего пара
перед эжекторами возможно и экономично, если соответствующее
новому значению ад значение tmnp >>twl в данное время работы
машины.
§ 10,4. Рабочие схемы и конструкции
пароэжекторных холодильных машин
Пароводяные эжекторные холодильные машины в зависимости
от конструкции и принципа работы главных конденсаторов делятся
на два основных типа: машины с поверхностными конденсаторами
и машины со смешивающимися конденсаторами.
Преимуществом машин с поверхностными конденсаторами яв-
является сохранение конденсата, вследствие того что конденсиру-
конденсирующийся пар в них отделен от охлаждающей воды трубками, образу-
образующими теплопередающую поверхность. Машины этого типа имеют
меньшие габаритные размеры и могут устанавливаться в производи
ственных помещениях в непосредственной близости от потребителей
холода. По сравнению с машинами со смешивающими конденсато-
конденсаторами они несколько сложнее в эксплуатации и требуют дополнитель-
дополнительного вспомогательного оборудования.
Рабочая схема пароводяной эжекторной холодильной машины
с поверхностными конденсаторами показана на рис. 10.6.
Рабочая вода, отепленная у потребителей, через запорный клапан
. 1 поступает в испаритель 2. В испарителе вследствие непрерывного
отсоса главными эжекторами 3 образующегося пара поддерживается
давление насыщения, соответствующее температуре выходящей из
испарителя рабочей воды. Небольшая часть рабочей воды испа-
испаряется, отнимая теплоту испарения от основной массы воды, цирку-
циркулирующей через испаритель, благодаря чему вода охлаждается.
Из испарителя охлажденная вода откачивается центробежным насо-
насосом 4 и подается к потребителям.
Рабочий пар поступает в редукционный клапан 5, где давление
пара снижается до требуемой величины и далее через клапан 6
400

поступает к соплам главных эжекторов. Проходя через сопла, рабо-
рабочий пар расширяется до давления несколько меньше требуемого
давления насыщения в испарителе. Благодаря этому из испарителя
в приемную камеру главного эжектора отсасывается холодный пар,
который затем, Схмешиваясь с паром, вышедшим из сопла, поступает
в главный конденсатор 7. Смесь холодного и рабочего пара конденси-
конденсируется, отдавая теплоту конденсации охлаждающей воде, цирку-
циркулирующей через трубки главного конденсатора. Конденсат, обра-
образующийся в главном конденсаторе, откачивается конденсатным
насосом 8 и через невозвратно-запорный клапан 9 нагнетается в кон-
денсатную систему. Часть конденсата, необходимая для компенсации
испарившейся рабочей во-
воды, поступает в испари-
испаритель через электромагнит-
электромагнитный клапан и поплавковый
регулятор уровня 10.
В пароводяной эжек-
торной машине все основ-
основные аппараты — испари-
испаритель, главный конденсатор
и другие — работают под
давлениехМ ниже атмосфер-
атмосферного, в результате чего в
машину поступает воздух
извне. Для поддержания
в аппаратах заданных дав-
давлений необходимо непре-
непрерывно отсасывать воздух из системы. Из испарителя вместе с хо-
холодным паром главные эжекторы отсасывают и воздух. Отсос воздуха
из главного конденсатора с выбросом в атмосферу осуществляется
вспомогательными эжекторами в две ступени. Необходимость двух
ступеней объясняется тем, что воздух отсасывается со степенью сжа-
сжатия 15—30, что не может быть обеспечено одним эжектором. Вместе
с воздухом эжекторы первой и второй ступени отсасывают и не-
некоторое количество пара. Паровоздушная смесь из эжектора пер-
первой ступени И поступает в конденсатор первой ступени 14, где пар
конденсируется, а освободившийся воздух из конденсатора первой
ступени отсасывается эжектором второй ступени 12 в конденса-
конденсатор второй ступени 13, из конденсатора второй ступени воздух
выбрасывается в атмосферу. В конденсаторе второй ступени давле-
давление несколько больше атмосферного, в конденсаторе первой сту-
, пени давление промежуточное между давлением в главном конден-
конденсаторе и атмосферным давлением. Давление в главном конденса-
конденсаторе, при котором происходит конденсация пара, зависит от темпе-
температуры и количества охлаждающей воды, поступающей в главный
конденсатор, а также от степени загрязнения конденсатных трубок.
Конденсат, образовавшийся в конденсаторе второй ступени, через
перепускной клапан 15 поступает в конденсатор первой ступени.
Конденсат из конденсатора первой ступени под влиянием разности
401
Рис. 10.6. Рабочая схема ПЭХМ с поверхност-
поверхностными конденсаторами

давлений по У-образиой трубе через уравновешивающий клапан 16
перетекает в главный конденсатор.
Рабочая схема пароэжекториой холодильной машины с баро-
барометрическими смешивающими конденсаторами показана на рис. 10.7,
Особенность этой схемы заключается в том, что пар в конденсаторе 1
входит в непосредственный контакт с охлаждающей водой и конден-
конденсат нельзя возвратить в парогенератор, что вызывает дополнитель-
дополнительные затраты на очистку котловой воды. Однако благодаря непосред-
непосредственному контакту пара и
воды давление конденсации
в этой машине при прочих
равных условиях будет не-
несколько меньше, чем в схеме
с поверхностными конденса-
конденсаторами, соответственно ниже
будет и степень сжатия, ко-
которую надо преодолеть эжек-
эжекторам 2. При меньшей степени
сжатия уменьшается потреб-
потребный расход рабочего пара,
что является основным преи-
преимуществом машин этого типа.
Выполнение испарителей 3
и конденсаторов / барометри-
барометрического типа обеспечивает
свободный слив отработавшей
охлаждающей воды, рабочей
воды и конденсата под дейст-
действием собственной тяжести.
Это значительно сокращает
затрату энергии на насосы, которые и отдельных случаях можно
полностью исключить. Машины с барометрическими смешивающими
конденсаторами устанавливают на открытом воздухе.
Конденсаторы и испаритель для обеспечения барометрического
ели на воды располагают на большой высоте. Пар из главных эжек-
эжекторов 2 поступает в нижнюю часть главного конденсатора / и под-
поднимается вверх, так как в верхней части конденсатора производится
отсос воздуха. Охлаждающая вода из магистрали поступает в верх-
верхнюю часть конденсатора, где помещена ели иная коробка. Охлажда-
Охлаждающая вода стекает через отверстия в дне коробки, а часть воды сли-
сливается через боковую стенку. Затем вода попадает на кольцевой
лоток, откуда она поступает на центральный лоток, частично сли-
сливаясь вниз через отверстия и кольцевом лотке. С центрального лотка
вода попадает на следующий кольцевой лоток, затем на очередной
центральный и стекает на дно конденсатора. Таким образом, на пути
поднимающегося пара, поступившего в конденсатор из главных
эжекторов, создается водяная завеса, соприкасаясь с которой пар
конденсируется. Образовавшийся конденсат смешивается с общей
массой воды и по трубе 6 сливается в барометрический сборник 5.
402
Рис. 10.7. Рабочаи схема ПЭХМ с барометри-
барометрическими смешивающими конденсаторами

Охлаждающая
Воздух из верхней части конденсатора отсасывается эжектором
первой ступени 9 и нагнетается во вспомогательный конденсатор 7,
принцип действия которого такой же, как и главного конденсатора. В
этом конденсаторе рабочий пар, подведенный к эжектору 9, конденсиру-
конденсируется, а воздух, собравший-
собравшийся в верхней части конден-
конденсатора, отсасывается эжек-
эжектором второй ступени 8 и
выпускается в атмосферу.
Сливные трубы снаб-
снабжаются гидравлическими
затворами в барометриче-
барометрических сборниках 4 и 5. Вы- ^
сота столба воды в сливных Рабочая«
трубах до уровня баромет- 6ода
рической емкости Рис. 10.8. Компоновка ПЭХМ с горизонталь-
горизонтальным расположением главных эжекторов:
Н — (В + Д»1 — Рк)'\8Р)~"' » 1 *— главный эжектор; 2 — главный конденсатор;
A0.42) ,-испаритель
где В — барометрическое давление, м; Дй — потери напора в слив-
сливной трубе и на. выходе из нее, м; рк—минимально возможное да-
давление в аппаратах с барометрическим отводом воды, м; g— уско-
ускорение свободного падения, равное
9,81 м/с2; р — плотность воды, кг/м3;
h —гарантийный запас, принимается
0,5—1,0 м.
Эжекториые машины обычно выпол-
выполняют в виде агрегатов, включающих
теплообмеииые аппараты, эжекторы и
виутримашииный трубопровод с запор-
запорной, регулирующей и защитной армату-
арматурой. Машины имеют несколько парал-
параллельно работающих главных эжекторов,
что уменьшает габаритные размеры
машины, а также позволяет осуществ-
осуществлять регулирование холодопроизводи-
телыюсти. Схемы агрегатирования ма-
машин применяют для широкого диапазона
производительности от 200 до 2000 кВт.
Компоновка машин может быть выпол-
выполнена различными путями.
При горизонтальном расположении главных эжекторов перпен-
перпендикулярно к основным аппаратам (рис. 10.8) из-за большой длины
эжекторов машина занимает большую площадь и имеет два фронта
обслуживания. Компактность машины повышается при горизон-
горизонтальном расположении главных эжекторов параллельно основным
аппаратам, однако при этом получается неудовлетворительное газо-
газораспределение, так как отсос пара из испарителя и ввод в главный
конденсатор односторонние.
403
Охлаждам
ш,ая вода
Рис. 10.9. Компоновка ПЭХМ
с вертикальным расположением
главных эжекторов:
1 <— главный эжектор; 2 — испари-
испаритель; 3 — главный конденсатор

404

Значительно компактнее машины с вертикальным расположением
главных эжекторов и горизонтальным расположением основных
аппаратов (рис. 10.9). В этом случае лучше организованы как отсос
холодного пара из испарителя, так и ввод пара в конденсатор. При
такой компоновке фронт обслуживания единый при хорошем доступе
ко псем элементам машины.
На рис. 10.10 показана еще более
компактная конструкция пароводя-
пароводяной эжекторной холодильной маши-
машины со встроенными в испари!ель
эжекторами. В этой конструкции до-
достигается хорошее газораспределение
и уменьшаются гидравлические по-
потери на пути холодного пара из ис-
испарителя в главный эжектор.
Компоновка агрегата со смеши-
смешивающими конденсаторами для ма-
машин большой производительности
(рис. 10.11) обеспечивает хорошее
равномерное газораспределение в ос-
основных аппаратах. Верхнее располо-
жение испарителя при противотоке
в главном конденсаторе сокращает
габаритный размер машины по высоте.
§ 10.5. Конструкция
и тепловой расчет
основных элементов
пароэжекторной машины
Рис. 10.11. Компоновка ПЭХМ со
смешивающими конденсаторами:
J — испаритель; 2 — главный конден-
конденсатор; 3 —- вспомо! ательиыи конденса-
конденсатор; 4, 5 — главный и вспомогатель-
вспомогательный эжекторы
Испарители, В пароводяных
эжекторных холодильных машинах
рабочее вещество (вода) одновременно
является и теплоносителем (рабочая
вода). По этой причине в конструкции испарителей не нужна теп-
лопередающая поверхность и, следовательно, отсутствуют необрати-
необратимые потери на термическое сопротивление теплопередающей по-
поверхности. В них предусматривают устройства для образования
достаточной поверхности испарения циркулирующей рабочей воды
и паровое пространство, обеспечивающее такую скорость холодного
пара, при которой достигается минимальный унос капель воды.
Испарители выполняют горизонтальными, вертикальными,
одноступенчатыми к ]шгогоступеичатыми. Последние применяют при
охлаждении воды более чем на 8—10 °С и для уменьшения расхода
рабочего пара.
В качестве устройств, обеспечивающих требуемую поверхность
испарения рабочей воды, применяют плоские, цилиндрические или
405

сферические сетки, разделяющие поток воды на большое число
струй (дождевые сетки) и переливы, образующие тонкую пленку
воды. При этом необходимая высота дождя C00—600 мм) зависит
от конструкции испарителя, количества рабочей воды и степени ее
П
12
Рис. 10.12. Горизонтальный испаритель со встроенными эжекторами:
; _- эжекторы; 2 — указатель уровня; 3 — поплавковый регулятор уровня; 4 — пе«
регородка; 5 — ребро жесткости; 6,7 — патрубки для подвода и отвода рабочей во*
ды; 8 — карман; 9 — дождевое устройство; J0 — паровая коробка; И — сетчатый
фильтр; 12 — сопло; 13 — сопловая доска
распыления. Очень мелкое распыление воды форсунками не реко-
рекомендуется во избежание уноса капель воды холодным паром.
На рис. 10.12 показан одноступенчатый испаритель машины
с малыми габаритными размерами, который представляет собой
406

горизонтальный аппарат со встроенными главными эжекторами /.
Массовый расход отсасываемого из испарителя холодного пара (кг/с)
где Qo — холодопроизводительность испарителя, кВт; х = 0,95 —
принимаемая степень сухости холодного пара; г0 — скрытая теплота
парообразования при температуре испарения, определяется по
таблицам водяного пара, кДж/кг; /0 — температура испарения, °С;
/1{ — температура конденсата, поступающего в испаритель для
компенсации испарившейся части воды (эта температура близка
к температуре конденсации), °С; с — теплоемкость воды, кДж/(кг*К).
Объемный расход холодного пара (м3/с)
Vx.u = Gx.ni;x.n, A0.44)
где их. п — удельный объем холодного пара при условиях всасыва-
всасывания, ух. п = xlv*. и; 1&. п — удельный объем холодного пара в со-
состоянии насыщения при температуре tQ.
Массовый расход рабочей воды Gp. B (кг/с), циркулирующей через
испаритель,
A0.45)
где Ыю — разность температур между входящей и выходящей водой
в испарителе, обычно принимается равной 3—5 °С
Задаваясь диаметром корпуса испарителя, скоростью пара в па-
паровом пространстве и расположением оси разбрызгивающей трубы,
рассчитывают длину аппарата, в плоскости которого расположена
труба. Скорость пара в паровом пространстве принимают в пре-
пределах 8—17 м/с. При необходимости создания машины с малыми
размерами эту скорость можно увеличить.
Эжекторы. Паровые сопла. К основным размерам сопла, которые
необходимо определить, относятся: площадь входного сечения сопла
/р, площадь критического (наименьшего) сечения /кр, площадь вы-
выходного сечения /р1 (рис. 10.13, а).
Площадь входного сечения сопла (м2) определяется по скорости
в подводящем паропроводе
/p = (Gp.nWi)AWp; A0.46)
Gp:n = ^Gx.n, (Ю.47)
где Gp.n, Gx;n — соответственно расходы рабочего и холодного
пара (кг/с), приходящиеся на одно сопло; vx — удельный объем
рабочего пара перед соплом, м3/кг (в точке /, рис. 10.4); дд—дей-
дд—действительный коэффициент удельного расхода пара. Скорость wp для
магистралей насыщенного пара 35—40 м/с, в трубопроводах от ре-
редукционных клапанов 70—80 м/с, для магистралей перегретого
пара 40—45 м/с.
407

Площадь критического сечения сопла (м2) можно определить
так:
Jp* п
A0.48)
где Ь — коэффициент, зависящий от свойств пара,
fcp — показатель адиабаты рабочего пара, для сухого насыщенного
водяного пара kv — 1,13, для перегретого kp — 1,3; соответственно
Ь = 0,635; 0,665; рр — давление рабочего пара перед соплом, в Па.
Рис. 1ОЛЗ. Сопло (о), камера
смешения и диффузор (б)
Площадь выходного сечения сопла (м2)
A0.49)
где у2 — удельный объем пара в конце политропного расширения,
определяется по тепловой диаграмме s — /, м8/кг; wx — скорость
пара на выходе из сопла, м/с.
Длина расширяющейся части сопла (м)
A0.50)
*~ 2tg(a/2) '
гДе ^р1 — диаметр выходного сечения сопла (м)
— критический диаметр сопла (м)
a — угол конуса, принимается в пределах от 6 до 20Q.
408
A0.51)
A0.52)

Во избежание отрыва струи от стенок значения угла конуса
выбираются в пределах а = 8-*-12°. Однако во многих случаях
приходится применять сопла с углом конуса до 20°, так как для
эжекторных холодильных машин характерны большие степени рас-
расширения, при которых сопла получаются очень длинными. По этой
же причине эжекторы большой производительности выполняются
многосопловыми, что позволяет сократить длину отдельных сопл
и соответственно всего эжектора.
Камера смешения и диффузор. Расчет площади сечения цилиндри-
цилиндрической части 2 камеры смешения (рис. 10.13, б) производят исходя
из того, что смесь проходит ее с большой скоростью, близкой к кри-
критической,
0,,,-Hfc..
ЬУРК'Ъ •
где Ъ = 0,635; /?к и и4 — соответственно давление (Па) и удельный
объем пара (м3/кг) после сжатия в диффузоре (в точке 4, рис. 10.4).
Практически эти параметры принимают равными параметрам пара
в главном конденсаторе.
Площадь конической части / камеры смешения определяют
из соотношения Р = fjfz = 2ч-3, отсюда
/2 = Р/з. (Ю.54)
Площадь сечения на выходе из диффузора 3
где wc — скорость пара на выходе из диффузора принимается рав-
равной 60—80 м/с.
Зная величины/3, /2, /с» можно определить диаметры соответству-
соответствующих сечений. Длину диффузора находят так же, как и длину рас-
расширяющейся части сопла [см. формулу A0.50) ], угол а принимают
равным б—8°. Обычно длина цилиндрической части камеры смешения
принимается равной ее диаметру.
Конденсаторы. В пароэжекторных холодильных машинах при-
применяют конденсаторы двух типов: поверхностные и смешивающие
барометрические.
Поверхностные конденсаторы.. Поверхностный конденсатор
(рис. 10.14) представляет собой горизонтально расположенный
теплообменный аппарат овального сечения и состоит из корпуса,
трубных решеток /, привернутых к фланцам корпуса, трубок 12У
концы которых развальцованы в решетках. Для уменьшения сопро-
сопротивления пара в конденсаторе трубные решетки, в которые ввальцо-
ваны трубки, имеют разреженную разбивку. Выбор значений ско-
скорости воды в трубках ограничивается гидравлическим сопротивле-
сопротивлением конденсатора и так называемой ударной эрозией. Ударная
эрозия входных концов трубок для морской воды возникает при
скорости 1,5 м/с, для пресной — при 2,5 м/с. Выбор материала
конденсаторных трубок определяется условиями коррозии. При-
Применение трубок большого диаметра рекомендуется для загрязненной
409

охлаждающей воды, использование трубок меньшего диаметра поз-
позволяет разместить в заданном объеме относительно большую поверх-
поверхность охлаждения и получить более высокие значения коэффициентов
теплопередачи.
На практике принят следующий порядок расчета площади по-
поверхностных конденсаторов: сначала производят предварительное
определение площади поверхности конденсатора
A0.56)
A0.57)
где QK — тепловой поток на конденсатор, кВт,
3
*8
Рис. 10.14. Главный конденсатор
/ — трубная решетка; 2, 4 — краны для выпуска воздуха и слива воды; 3, 8 — крышки;
указатель уровня; 9 — патрубки для установки испарителя: J0 — патрубок Для отвода паровоз
конденсаторная трубка; J3 — патрубок Для подвода рабочей воды; J4, J5 — перегородки; J6 —
ной рабочей воды (при использовании конденсатора в качестве
*п — энтальпия пара, поступающего в конденсатор; iK—энтальпия
конденсата при выходе из конденсатора, iK = ск/к; ск — тепло- *
емкость конденсата, ск « 4,187 кДж/(кг-К); tK — температура кон-
конденсата при выходе из конденсатора; k — коэффициент теплопере-
теплопередачи |Вт/(м--К) 1, вычисляют по зависимостям, приведенным в гл. 7;
6т — средняя логарифмическая разность температур, определяют
по формуле A0.58).
Подогрев охлаждающей воды в главном конденсаторе
где т — кратность охлаждения, т. е. масса охлаждающей воды,
затраченной на конденсацию 1 кг пара.
Чем выше кратность охлаждения, тем ниже при прочих равных
условиях давление конденсации. Обычно кратность охлаждения для
поверхностных конденсаторов составляет от 80 до 160 кг на 1 кг
пара. Оптимальное значение т выбирают исходя из условий работы
холодильной машины на основании технико-экономических расчетов,
410

Получив значения А/ш и зная температуру поступающей на конден-
конденсатор воды/ш1, находят температуру уходящей из конденсатора воды
Во всех случаях стремятся, чтобы давление конденсации было
как можно ближе к давлению насыщения, соответствующему тем-
температуре охлаждающей воды на выходе из конденсатора /и.2, т. е.
к минимальному значению температурного напора конденсатора
А/ / _ /
где tK — температура конденсации. Обычно для поверхностных
конденсаторов 6^ = Зч-5СС. Более низкие значения 6/ принимают
fj в случае охлаждения воды в
градирнях.
Средняя логарифмическая
разность температур
О = ^н
A0.58)
Увеличение 6т вызывает
повышение давления конден-
конденсации. Понижение 0т можно до-
достигнуть увеличением кратнос-
кратности охлаждения.
От полученной по формуле
A0.56) площади теплопередаю-
щей поверхности 5 % выделяют
на величину теплопередающей
поверхности воздухоохладите-
воздухоохладителя — трубного пучка, отгороженного от основного пучка пере-
перегородками с вырезами (см. рис. 10,14). Исходя из предварительно
найденной площади поверхности определяют конструктивные раз-
размеры аппарата: число ходов воды, диаметр, число и длину трубок,
разбивку трубной доски и т. д. (см. гл. 7 или [1 ]).
Затем производят поверочный расчет принятой конструкции
конденсатора. Для этого рассчитывают действительный коэффи-
коэффициент теплопередачи &д в следующей последовательности.
Приведенная скорость пара в межтрубиом пространстве
поверхностного типа:
5 — ребро жесткости; 6 — амортизаторы; 7 —
душной смосн; // — стержни жесткости; 12 —
отбойник; 17 — патрубок для отвода охлажден-
теплообменника)
п = (Gp. п -i- Gx. п) v
— (djs)
где £>тр — диаметр трубной доски, м, DTp = 1,05s y^n/r\TV; /, 4,
s, n — соответственно длина, наружный диаметр, шаг и число трубок;
Мтр — коэффициент заполнения трубной доски, т)тр =■■- 0,72.
Затем определяют паровое сопротивление конденсатора. Паровым
сопротивлением конденсатора Др называется разность между давле-
давлением пара на входе в конденсатор и давлением в воздухоохладителе,
под действием которой происходит движение пара в паровом про-
пространстве. При проектировании конденсатора стремятся получить
411

в нем возможно малое паровое сопротивление. Значение парового
сопротивления в конденсаторах эжекториых холодильных машин
не превышает 70—210 Па @,5—1,5 мм рт. ст.).
Приближенно Ар (Па) можно определить по формуле
где с — константа, отражающая конструкцию конденсатора; значе-
значение ее определяется из опытных данных, с = 5,38; wu — м/с, vA —
м3/кг (если значение Ар в мм
рт. ст., то с = 0,04).
Зная Ар, находят абсолют-
абсолютное давление в конденсаторе
вблизи места отсоса воздуха,
р'к=. рк — Ар,
где рп — давление Конденса-
Конденсации, Па.
Температуру насыщения /к,
соответствующую давлению р'к,
можно найти по таблицам во-
водяного пара.
Средиелогарифмическая раз-
разность температур пара и воды
ff
Рис. 10.15. Смешивающий противоточ-
иый конденсатор:
A0.59)
где tw\i tW2> *к известны из при-
принятых ранее соотношений.
Тогда действительный коэф-
коэффициент теплопередачи можно
определить по формуле
k^ = QK/{(YmF), A0.60)
/ — кожух; 2, 3 — штуцера Для отсоса воз-
воздуха и входа воды; 4 --"днище; 5, 11 — слип-
иые коробки и штуцер; 6,8 — кольцевые лот-
лотки; 7, 9 — центральные лотки; 10 — отбой-
отбойник; /2—штуцер для присоединения эжектора
где QK — тепловой поток на
конденсатор по формуле A0.57);
F — предварительно определен-
определенная по формуле A0.56) площадь
поверхности конденсатора.
Полученное значение коэффициента теплопередачи по формуле
A0.60) не должно быть больше найденного ранее значения &. Если
это условие не выполняется, необходимо изменить конструктивные
размеры конденсатора.
Смешивающие конденсаторы. Смешивающие барометри ческие
конденсаторы в конструктивном отношении проще поверхностных
конденсаторов, так как в них отсутствуют трубчатая охлаждающая
поверхность, трубчатые решетки и другие элементы, определяющие
более высокую стоимость поверхностных конденсаторов,
412

По способу отвода смеси охлаждающей воды и конденсата сме-
смешивающие конденсаторы делят па два вида: конденсаторы низкого
уровня и конденсаторы высокого уровня (барометрические).
Для эжекториых холодильных машин наиболее приемлемым
является смешивающий противоточиый конденсатор с барометри-
барометрическим отводом воды из конденсатора. На рис. 10.15 показана кон-
конструкция такого конденсатора. Корпус представляет собой вер-
вертикальный сосуд, состоящий из цилиндрического стального сварного
кожуха и приваренных к нему днищ. Внутри корпуса расположены
сливная коробка, два кольцевых лотка и два центральных лотка
(принцип действия см. в § 10.4).
С расчетом этого типа конденсаторов можно ознакомиться в спе-
специальной литературе [51 I.
§ 10.6. Регулирование холодопроизводительности
и автоматизация управления эжекторных
холодильных машин
В отечественных машинах регулирование холодопроизводитель-
холодопроизводительности осуществляется только по схеме с разделением испарителя
на секции при помощи гидравлических затворов (рис. 10.16) [461
Л
!3
Рис. 10.16. Схема регулирования производительности ПЭХМ:
/, 7, 9, J0, 12, 14, 18 — .электромагнитные вентили; 2, 4, 6 — насосы; 3 — перепадо-
мер; 5 — астатический регулятор уровня; 8. 17 — датчики температуры; //, 13 —
регулирующие вентили; 15 —датчик давления; 16, 19 — гидравлические затворы
Число секций определяется числом и производительностью главных
эжекторов. Обычно секций две или три, т. е. шаг регулирования
50 и 35 %.
413

Каждый главный эжектор или группа эжекторов имеют свою
полость (секцию) испарителя (И1, И2)> отделенную от остальных
полостей герметичными перегородками и гидравлическими затворами
на входе и выходе рабочей воды A9 и 16). Для уменьшения произ-
производительности машины вентиль 14 закрывают, чем прекращают
доступ рабочего пара в отключаемый эжектор или группу эжекто-
эжекторов. При этом в отключенной секции испарителя устанавливается
давление, равное давлению в главном конденсаторе, а гидравличе-
гидравлические затворы под действием разности давлений в конденсаторе
и испарителе препятствуют перетеканию рабочей воды через не-
неработающую секцию испарителя и пара из главного конденсатора
в работающие секции.
Система автоматизации эжекториой холодильной машины с по-
поверхностными конденсаторами (рис. 10.16) включает следующие
процессы: .
1) ступенчатое регулирование холодопроизводительности путем;
балансирования ее с тепловой нагрузкой и поддержания заданной ;
температуры рабочей воды на выходе из испарителя;
2) регулирование уровней воды в испарителе и главном кон-
конденсаторе, необходимое для постоянного сохранения требуемой для
нормальной работы насосов геометрической высоты на всасывании;
3) поддержание заданного давления рабочего пара при помощи
регулирующих клапанов, устанавливаемых перед главными
и вспомогательными воздушными эжекторами;
4) защита при аварийных ситуациях: а) от замерзания воды
в испарителе путем прекращения подачи рабочего пара на все глав-
главные эжекторы; б) от чрезмерного повышения давления в главном
конденсаторе в случае прекращения циркуляции охлаждающей
воды.
§ 10.7. Особенности работы эжекторных машин
на различных рабочих веществах
Эжекторные холодильные машины мо>ут работать не только на
воде, но и на легкокипящих веществах. Применение легкокипящих
веществ, в частности хладонов, позволяет получить более низкие
температуры кипения, упростить схему машины, а также использо-
использовать низкопотенциальную теплоту без вакуума в аппаратах.
Аммиачные эжекториые машины из-за вредных свойств аммиака
не получили достаточного развития. Однако в низкотемпературных
аммиачных компрессионных холодильных машинах применяют эжек-
эжекторы для поджатия пара в ступенях низкого давления.
Хладоновые эжекторы по сравнению с пароводяными отличаются
меньшими скоростями в проточной части, малыми проходными
сечениями, меньшими отношениями давлений рабочего пара рр
и испарения р0» меньшими отношениями давлений конденсации рк
и испарения р0. В схемах хладоновых эжекторных холодильных
машин в отличие от пароводяных отсутствуют воздухоотсасывающие
устройства, в остальном они аналогичны.
414

Ряд недостатков, присущих этим машинам, сдерживает их про-
промышленное внедрение. К таким недостаткам относятся: усложнение
конструкции испарителя и генератора из-за необходимости при-
применения теплопередающей поверхности, а следовательно, и возник-
возникновение необратимых потерь на тепловое сопротивление этой по-
поверхности, наличие в схеме дорогого и сложного хладонового насоса.
Подача в парогенератор жидкого хладона, близкого к состоянию
насыщения, приводит к вскипанию хладона на всасывании насоса
и к срыву его работы. Для исключения этого приходится применять
переохлаждение или подпор на всасывании. Кроме того, по сравне-
сравнению с водой, хладоп дорог и текуч.
Эффективность работы хладоновых эжекторных холодильных
машин зависит от режима работы (рр, р0, рю /р, /вс) и от свойств
хладона. Выбор хладона и рабочего давления для этих машин дол-
должен производиться по двум энергетическим критериям: действитель-
действительному тепловому коэффициенту машины и суммарной электрической
мощности, потребляемой хладоиовым и водяным циркуляционными
насосами. Более рациональным является применение веществ с вы-
высокими значениями критической температуры, что понижает давле-
давление в аппаратах, чем обеспечивается большая надежность и безопас-
безопасность работы машины [16]. К ним относятся хладоны RU, R21,
R113, R142, С318, 12В1. Однако при использовании хладонов R11,
R113 в испарителе устанавливается давление ниже атмосферного,
а хладон R21 является термически нестойким веществом. Наиболее
перспективным веществом по величине теплового коэффициента,
сокращению удельных дроссельных потерь и мощности хладонового
насоса при относительно низких давлениях в аппаратах является
хладон R142 [16].
Работы в области исследования эжекторных холодильных машин,
использующих легкокипящие вещества, направлены на повышение
их эффективности путем выбора наиболее подходящих рабочих
веществ, исключение потребления электроэнергии, совершенство-
совершенствование схем машин и рабочих циклов, а также на оптимизацию про-
профиля проточной части эжектора.

Г лав а 11
АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Абсорбционные холодильные машины находят широкое примене-
применение в различных отраслях промышленности, нуждающихся в искус-
искусственном холоде. Эффективность использования этих машин в боль-
большей степени зависит от стоимости теплоты, расходуемой для их
работы. Поэтому абсорбционные машины более целесообразно при-
применять там, где имеются дешевые источники теплоты в виде отрабо-
отработавшего водяного пара, горячей воды, дымовых газов от сжигания
твердого, жидкого или газообразного топлива, теплоты химических
реакций и т. д. Эффективность применения этих машин значительно
возрастает при использовании их для одновременного получения
холода и теплоты за счет сбросной теплоты предприятия.
За последние годы интерес к абсорбционным холодильным ма-
машинам значительно возрос в связи с настоятельной необходимостью
более полного использования теплоты, создания безотходной тех-
технологии производства, экономии топливно-энергетических ресурсов.
В соответствии с этим увеличился объем исследований в области
процессов и схем абсорбционных машин и значительно расширился
диапазон применения этих машин в промышленности.
В настоящее время широко известны различные схемы абсорб-
абсорбционных холодильных машин. Применение той или иной схемы
зависит от характера внешних источников теплоты и от свойств
хладагента и абсорбента. Так, наиболее распространенными яв-
являются машины, работающие по циклам с теплообменником и рек-
ректификацией пара там, где она требуется. Возможно использование
циклов с материальной регенерацией, с эжектором, двухступенчатых
циклов, со ступенчатым абсорбером, с обратной подачей раствора
через абсорбер и генератор. При наличии переменных температур
внешних источников в ряде случаев для получения искусственного
холода может применяться абсорбционно-резорбционная схема
холодильной машины. Нашли широкое применение также безиасос-
иые абсорбционные холодильные машины периодического и непре-
непрерывного действия. Весьма перспективным является использование
абсорбционных машин в качестве повышающих термотрансформато-
термотрансформаторов, работающих по теплонасосной (обращенной) схеме. Как пока-
показали теоретические и экспериментальные исследования,выполненные
на кафедре холодильных машин ЛТИХПа, водоаммиачная абсорб-
абсорбционная теплонасосная машина с внутренним рекуперативным
416

теплообменом (узлом превышения температур) при использовании
для обогревания генератора и испарителя внешнего источника те-
теплоты с температурой 40 ГС полностью обеспечивает температурный
график 95 70 С в отопительных системах с качественным регулиро-
регулированием теплосети. Исследования абсорбционной бромистолитиевой
машины, работающей по обращенной схеме, выполненные на той же
кафедре, также свидетельствуют об ее эффективности.
§ 11.1. Схема и принцип действия
абсорбционной холодильной машины
В отличие от компрессорной холодильной машины, соверша-
совершающей только обратный термодинамический цикл, в абсорбционной
машине, так же как и в пароэжекторной, искусственный холод
получается с помощью совмещенных прямого и обратного циклов.
Процессы и циклы абсорбционной холодильной машины осуще-
осуществляются с помощью раствора, состоящего из двух, а иногда и трех
компонентов. Наиболее распространенными являются машины,
работающие на бинарном растворе, состоящем из поглотителя (аб-
(абсорбента) и хладагента. В качестве растворов для абсорбционных
холодильных машин в настоящее время широкое применение полу-
получили водные растворы аммиака и бромистого лития, причем в первом
растворе аммиак, а во втором — вода являются хладагентами.
Водоаммиачный раствор с большим содержанием хладагента назы-
называют крепким, а с меньшим — слабым. В растворе бромистый ли-
литий ■■■- вода концентрация указывается по содержанию бромистого
лития, т. е. абсорбента. Основными требованиями, предъявляемыми
к абсорбентам, являются следующие: более полная и быстрая рас-
растворимость в нем хладагента; значительно более высокая нормальная
температура кипения абсорбента но сравнению с хладагентом.
Ограниченная растворимость хладагента в абсорбенте приводит
К сокращению возможности осуществления прямого термодинамиче-
термодинамического цикла в машине, а уменьшение разности в нормальных тем-
температурах кипения абсорбента и хладагента влечет за собой необ-
необходимость ректификации последнего, т. е. усложняет схему машины
и вносит дополнительные необратимые потери в действительный
Прямой цикл.
Простейшая схема абсорбционной холодильной машины непре-
непрерывного действия показана на рис. 11.1. Машина работает следу-
следующим образом. В генераторе (кипятильнике) Г происходит кипение
крепкого (по хладагенту) раствора за счет подвода теплоты Qr от
внешнего источника. Процесс кипения протекает при постоянном
давлении р1{ и непрерывном уменьшении концентрации раствора
и повышении температуры его кипения. Образующийся при этом
пар хладагента и абсорбента поступает в конденсатор Кд, где кон-
конденсируется вследствие отвода от него теплоты QI{ источником, име-
имеющим температуру окружающей среды. Согласно первому за-
закону Д. П. Коновалова, концентрация пара, поступающего в кои-
14 П/р И. А..Сакуиа 417

4
I
\\
и
к
денсатор, будет значительно выше концентрации кипящего раствора.
Конденсация пара в конденсаторе происходит при давлении pw
соответствующем температуре конденсации смеси, причем, если
нормальные температуры кипения хладагента н абсорбента отли-
отличаются существенно (на 200—300 °С), то пар практически состоит
только из хладагента и его конденсация проходит при постоянной
температуре, а следовательно, и при постоянном давлении. Жидкость,
полученная в конденсаторе, дросселируется в дроссельном вентиле
Дг (а в обратимом цикле расширяется в расширителе) от давления рн
в конденсаторе до давления р0 в испарителе И и поступает в послед-
последний. Давление в испарителе
зависит от температуры ки-
кипения хладагента, которая,в
свою очередь, определяется
температурой охлаждаемого
источника. В результате под-
подвода теплоты QQ от охлажда-
охлаждаемого источника в испарителе
происходит кипение жидкос-
жидкости. Образовавшийся при этом
пар поступает в абсорбер А.
Слабый (по хладагенту) ра-
раствор из генератора через
дроссельный вентиль Д2 (или
расширитель в обратимом
цикле) также подается в аб-
абсорбер. В генераторе машины
поддерживается давление рк,
а в абсорбере — давление р0,
так как эти аппараты по паровому пространству соединены соответст-
соответственно с конденсатором и испарителем. В абсорбере происходит
поглощение пара слабым раствором, в результате чего его концен-
концентрация повышается и доходит до концентрации, равной началь-
начальной в процессе кипения в генераторе. Процесс абсорбции сопро-
сопровождается, как правило, выделением теплоты абсорбции <?а, кото-
которая отводится источником, имеющим температуру окружающей среды.
Крепкий раствор из абсорбера насосом // перекачивается в гене-
генератор. Таким образом, замыкаются прямой и обратный циклы и осу-
осуществляется непрерывная работа машины.
В абсорбционной холодильной машине с помощью ее основных
элементов: генератора, дроссельного вентиля Д2, абсорбера и насоса
совершается прямой термодинамический цикл, а с помощью кон-
конденсатора, дроссельного вентиля Д2 и испарителя — обратный термо-
термодинамический цикл. Поясним это подробнее.
Пар из генератора можно было бы направить в паровую машину
ПМ, где после расширения от давления /?,. до р0 получалась бы
внешняя работа L, после чего он направлялся бы в абсорбер на
поглощение слабым раствором. В то же время пар из испарителя
мог бы поступать в компрессор КМ, где за счет затраты работы Lo
418
Рис. 11.1. Простейшая схема абсорбционной
холодильной машины непрерывного действия:
Г — генератор; Кд — конденсатор; И — испари*
тель; А — абсорбер; Д^ — регулирующий вентиль
кладигента; Д2 — регулирующий вентиль раство-
раствора; ПМ — паровая машина; КМ — компрессор;
II — иасос раствора

сжимался бы от давления р0 до рк и подавался в конденсатор. Так
как вся работа, полученная в паровой машине прямого цикла пол-
полиостью расходуется на привод компрессора обратного цикла, т. е.
L = Lo, то, подавая пар из генератора непосредственно в конденса-
конденсатор, можно исключить из схемы паровую машину и компрессор
и тем самым совместить прямой и обратный циклы. Тепловой баланс
простейшей абсорбционной холодильной машины можно записать
так:
Qr + Qo + <?H = QK-'rQa, (ИЛ)
где Qr — теплота, подведенная в генераторе от греющего источника;
Qo — теплота, подведенная в испарителе от охлаждаемого источ-
источника, — холодопроизводителыюсть машины; Qn — работа насоса
для подачи крепкого раствора из абсорбера в генератор; QK —
теплота, отведенная в конденсаторе охлаждающей водой (окружа-
(окружающей средой); Qa — теплота, отведенная в абсорбере охлаждающей
водой (окружающей средой).
Энергетическая эффективность циклов абсорбционной холодиль-
холодильной машины определяется тепловым коэффициентом, представля-
представляющим отношение холодопроизводительности к сумме затраченной
в генераторе теплоты и работы насоса
В связи с тем, что величина QH по сравнению с Qr очень мала,
ее можно не учитывать. Тогда тепловой коэффициент*машины
С = Qo'Qr. A1.2)
Как следует из рассмотренного выше, абсорбционную холодиль-
холодильную машину можно сравнивать с системой получения искусствен-
искусственного холода, состоящей из теплового двигателя и компрессорной
холодильной машины. Следовательно, тепловой коэффициент аб-
абсорбционной холодильной машины можно также выразить произ-
произведением термического КПД прямого цикла и холодильного коэф-
коэффициента обратного цикла:
£ = ть». (Н.З)
В случае совершения обратимых прямого и обратного циклов
эффективность абсорбционной холодильной машины зависит только
от отношения абсолютных температур греющего и охлаждаемого
источников и окружающей среды
— Т1тоьо
где Tk — абсолютная температура греющего генератор источника;
Тшт — абсолютная температура источника низкой температуры (охла-
(охлаждаемого источника); То. с — абсолютная температура окружающей
среды.
В действительных циклах абсорбционной холодильной машины
тепловой коэффициент £д из-за ряда необратимых процессов всегда
будет меньше £0.
И* 419

Коэффициент полезного действия машины (коэффициент обрати-
обратимости циклов) г]обр выражается отношением
Характерными источниками необратимых потерь в абсорбционной
машине вследствие совмещения прямого и обратного циклов
являются следующие: невозможность произвольного повышения
температуры кипения раствора в генераторе вследствие равенства
давлений в нем и в конденсаторе; неполнота процесса поглощения
пара в абсорбере вследствие конечного времени контакта пара и
раствора и конечной поверхности теплообмена; необходимость рек-
ректификации пара для повышения его концентрации в прямом цикле,
так как для совмещения циклов она должна быть такой же, как
и в обратном цикле. Последнее относится лишь к машинам, работа-
работающим на бинарных растворах, в которых разность между нормаль-
нормальными температурами кипения хладагента и абсорбента незначи-
незначительна (например, на водоаммиачном растворе).
§ 11.2. Тепловые расчеты теоретических процессов
различных схем абсорбционных
холодильных машин
Термодинамические диаграммы бинарных растворов. Чтобы вы-
выполнить тепловой расчет машины, необходимо прежде всего опре-
определить параметры состояния вещества в узловых точках циклов.
Для этого применяются различные термодинамические диаграммы
и таблицы равновесных состояний для паровой и жидкой фаз рас-
раствора. С помощью термодинамических диаграмм значительно упро-
упрощается и становится более точным и наглядным анализ рабочих
процессов и циклов в различных схемах холодильных машин. С их
помощью можно также выполнить расчет циклов графическим
методом. Для водоаммиачного раствора в настоящее время имеется
несколько диаграмм: концентрация — энтропия (£ — s), энтропия —
температура (s — Т), энтропия — энтальпия (s — i), концентра-
концентрация — температура (£ — Т), температура — давление (Т — lg /?),
концентрация — энтальпия (£ — i). Кроме того, для этого раствора
имеется таблица термодинамических параметров равновесных фаз
для различных давлений и температур. Для раствора бромистый
литий — вода имеются диаграммы: концентрация — энтальпия
(I — /), концентрация — давление (£ — lg p) и энтропия — темпе-
температура (s — Г),
Тепловые расчеты процессов абсорбционных машин наиболее
наглядно и просто выполнять с помощью I — {-диаграмм, а их термо^
динамический анализ — с помощью энтропийных диаграмм.
Простейшая схема абсорбционной холодильной машины. Про-
Процессы тепло- и массообмеиа в простейшей схеме абсорбционной
холодильной машины (рис. 11.2, а) осуществляются с помощью
следующих элементов: генератора, конденсатора, дроссельного вен-
420

тиля хладагента, испарителя, дроссельного вентиля раствора, аб-
абсорбера и насоса раствора. Принцип действия машины описан выше.
Основными задачами теплового расчета теоретических процессов
являются определение полных и удельных тепловых потоков в аппа-
аппаратах, теплового коэффициента машины и энергии, затрачиваемой
в насосе раствора. Рассмотрим тепловой расчет процессов машины,
работающей на водоаммкачном растворе.
Температурный режим работы машины определяется тремя не-
независимыми ' параметрами внешних источников теплоты: высшей
Рис. 11.2. Абсорбционная холо-
холодильная машина без теплооб-
теплообменника и ректификатора: а —
схема машины; б — процессы в
£ — /-диаграмме:
/ — абсорбер; // -- насос раствора;
1П — генератор: /I' — конденса-
конденсатор; V — регулирующий вентиль
хладагента; Vf — испаритель;
VII — регулирующий вентиль рас-
тиора
температурой греющего источника Тл1, низшей температурой охла-
охлаждающей воды Ти>1 (температурой окружающей среды) и низшей
температурой охлаждаемого рассола Т„.> (охлаждаемого источника).
По известным или заданным температурным параметрам внешних
источников определяются параметры жидкой и паровой фаз раствора
в узловых точках циклов и изображаются процессы в термодинами-
термодинамической диаграмме, для чего выполняются следующие операции.
По значению Тм определяется высшая температура раствора в про-
процессе кипения в генераторе: Т, — ThX — ЛТ, где ЛТ — разность
между температурами греющего источника и кипящего раствора.
Величина ЛТ в любом из аппаратов машины выбирается на осно-
основании технико-экономического анализа, так как от ее значения
зависят площадь теплопередающей поверхности аппарата и внутрен-
внутренние параметры циклов, а последние, в свою очередь, влияют на
расход энергии в насосе и термодинамическую эффективность про-
процессов. По значению Twl определяются температура Т и давление рк
421

конденсации в конденсаторе. Т = Twl + ДТ, где AT — разность
между температурами конденсации водоаммиачного пара и охлажда-
охлаждающей воды. Давление ptt принимается по термодинамическим табли-
таблицам для чистого аммиака. В действительных условиях в конденсаторе
вследствие конденсации не чистого хладагента, а хладагента с при-
примесью абсорбента давление конденсации будет несколько ниже.
Некоторое завышение давления конденсации идет в запас расчета
и, следовательно, не приведет в дальнейшем к ошибке. По значению
Ts2 определяется низшая температура кипения в испарителе То -■=
'= Тя2 — AT, где AT — разность между температурой охлаждаемого
источника и низшей температурой кипения. По значению То и та-
таблицам определяется давление насыщенного аммиачного пара /?о
в испарителе. Поскольку в испаритель поступает не чистый хлад-'
агент, а его смесь с абсорбентом расчетное давление кипения умень-
уменьшают на величину Д/?о = @,01—0,005) МПа, тогда /ъ = p'Q — Др0.
По значению То определяется высшая температура кипения в испа-
испарителе Т8 = То + AT. Значение (Т8 — То) зависит как от конструк-
конструктивных особенностей испарителя, так и от концентрации кипящего
раствора. Чем интенсивнее аппарат и слабее концентрация раствора,
тем эта разность больше. По значению Twl определяется низшая
(на выходе из аппарата) температура раствора в процессе абсорбции
в абсорбере Т4 = Twl -\- AT, где ДТ — разность между температу-
температурами раствора и охлаждающей воды. В случае последовательной
подачи охлаждающей воды в конденсатор и абсорбер Т4 — Та2 +
+ ДТ, где Tw2 —температура воды на выходе из конденсатора.
В бромистолитиевых абсорбционных холодильных машинах вслед-
вследствие малых абсолютных значений давления в конденсаторе при
последовательной подаче охлаждающей воды, она, как правило,
сначала подается в абсорбер, а затем в конденсатор. При этом дости-
достигается большее значение разности концентраций между крепким
и слабым раствором, что для бромистолитиевых машин имеет весьма
существенное значение.
Для упрощения расчетов сопротивлениями в соединительных
трубопроводах можно пренебречь и принять равными давления
в генераторе и конденсаторе. По этим же соображениям можно
принять равными давления в абсорбере и испарителе.
Определив указанные выше значения температур и давлений,4
можно вписать циклы в £ — /-диаграмму и найти все необходимые,
для дальнейших расчетов параметры состояния раствора и пара.
Рассмотрим расчет подробнее.
Отметим на диаграмме изобары рк и р0 для паровой и жидкой фаз
раствора (рис. 11.2, б). На пересечении изотермы в области жидкости
Т4 с линией р0 находим состояние крепкого раствора на выходе
из абсорбера (точка 4). Из абсорбера водоаммиачиый раствор насосом
подается в генератор. Если пренебречь изменением энтальпии рас-
раствора при прохождении через насос, то состояние его после насоса,
т. е. на входе в генератор, будет определяться параметрами Т4, £г»
Uj Рк (точка /). Охлажденная жидкость состояния / в генераторе
за счет подвода теплоты от внешнего источника сначала нагревается
422

до равновесного состояния, характеризующегося точкой /°, а затем
кипит при давлении рк. Процесс кипения раствора в генераторе
]°—2 характеризуется изменением его параметров от £г, ТД if
в начале процесса до |а, 7V U —в конце. Точка 2 определяется пу-
путем пересечения изотермы Т2 с изобарой рк. Пар, равновесный
жидкости в точке /°, имеет состояние, характеризующееся точкой ]',
а пар, равновесный жидкости в точке 2, — точкой 2'. Точки /' и 2'
находятся путем пересечения изотерм Т\о и Т2, проведенных в обла-
области влажного пара, с линией рк для сухого насыщенного пара. Из
генератора пар в состоянии 5', равновесном среднему состоянию
раствора в процессе кипения, поступает в конденсатор, где при
постоянной общей концентрации %d конденсируется в процессе 5—6
за счет охлаждения окружающей средой (охлаждающей водой).
Жидкость после конденсатора дросселируется до давления р0 и
в состоянии влажного пара раствор поступает в испаритель. Так как
процесс дросселирования характеризуется i = const, то точка 7,
отражающая состояние влажного пара, полученного в процессе
дросселирования жидкости, совпадает с точкой 6. Влажный пар
при давлении р0 состоит из жидкости состояния 7° и насыщенного
пара состояния 7' с давлением pQ и температурой То. Точка 7' опре-
определяется пересечением изотермы Tv> — 70, проходящей в области
рлажного пара через точку 7 с давлением р0 для насыщенного пара.
Кипение жидкости в испарителе при давлении р{) за счет подвода
теплоты от охлаждаемого источника характеризуется процессом
7°- 8\ при этом температура кипения меняется от низшей Го в на-
начале процесса до высшей Т8 в конце его. Состояние насыщенного
пара в конце процесса кипения в испарителе (точка 8') находится
Путем пересечения изотермы Т8 в области влажного пара с изобарой
pQ для насыщенного пара. Поскольку в испарителе кипит раствор
очень высокой концентрации, то состояние насыщенного пара в па-
чале и конце процесса (точки 7' и 8') почти одинаково, поэтому с не-
некоторой погрешностью состояние влажного пара на выходе из испа-
испарителя можно определить точкой 8, полученной пересечением изо-
изотермы Т8 с линией постоянной концентрации §,/. Слабый раствор
после генератора в состоянии 2 дросселируется до давления р{) и
поступает в абсорбер. Так как при дросселировании раствора i =
= const, то и = 13у т. е. точка 3, отражающая состояние влажного
пара, полученного после дросселирования жидкости, совпадает
с точкой 2. Влажный пар при давлении р0 состоит из жидкости
состояния 3° и насыщенного пара состояния 3'. Построение изо-
изотермы Т3° осуществляется аналогично построению изотермы То
в области влажного пара. В абсорбере при давлении р0 происходит
поглощение пара раствором в процессе 3°—4 благодаря охлаждению
его окружающей средой (охлаждающей водой). Причем увеличение
концентрации раствора от Е3о ДО £а ВДет за счет поглощения пара,
образовавшегося при дросселировании раствора, а от с,а до £г —
за счет поглощения влажного пара, поступающего из испарителя.
Тепловой расчет простейшей схемы машины. Допустим, что
при заданной холодопроизводительности машины Qo (кВт) в коп-
423

денсаторе конденсируется G (кг/с) пара, а в генератор поступает
F (кг/с) крепкого раствора. Тогда количество слабого раствора на
выходе из генератора составит (F — G) кг/с. Это же количество
раствора поступает в абсорбер, где в результате поглощения G пара
из испарителя образуется F крепкого раствора. Как уже упомина-
упоминалось выше, если пренебречь тепловым эквивалентом работы насоса,
то тепловой баланс машины можно написать так:
Тепловой баланс машины, отнесенный к 1 кг пара, сконденсиро-
сконденсированного в конденсаторе, можно написать так:
где qv — QJG кДж/кг; д0 «в QJG кДж/кг; дк «* QJG кДж/кг; да =
= QJG к Д ж/к г.
Если расход раствора, циркулирующего через абсорбер и гене-
генератор, отнести к расходу пара, конденсирующегося в конденсаторе,
то получим кратность циркуляции (кг/кг)
f=F/G. A1.6)
Величина кратности циркуляции показывает, какое количество
крепкого раствора, поступающего в генератор, приходится на 1 кг
- пара, конденсирующегося в конденсаторе и поступающего в испари-
испаритель. Материальный баланс генератора по аммиаку может быть
записан в виде равенства
где f%. — количество аммиака, поступающего с крепким раствором;
1^ — количество аммиака, отводимое с 1 кг пара; (/ — 1) |в — ко-
количество аммиака, отводимое со слабым раствором. Отсюда
f £<* ~ la . f i
f (\\7\
Зная кратность циркуляции и параметры состояния раствора и
пара в узловых точках циклов, можно определить удельные тепловые
потоки в аппаратах. Так как процессы в аппаратах совершаются при
постоянных давлениях, то количество подведенной или отведенной
теплоты находится по разности энтальпий вещества в конечных точ-
точках процессов путем составления тепловых балансов аппаратов,
Теплота г/г, подведенная в генераторе внешним греющим источ-
источником, определяется следующим образом, В генератор поступает f
(кг) крепкого раствора с энтальпией iA. Следовательно, энтальпия
вещества будет равна fu. Кроме того, к раствору подводится qv
теплоты от внешнего источника. Из аппарата в конце процесса ки-д
пения выходит 1 кг пара с энтальпией /> и (/ — 1) кг слабого рас-
раствора с энтальпией 1г. Энтальпия всего выходящего вещества равна
'V + (f-l)/..
Тепловой баланс аппарата:
424 .

Отсюда! <7Г = tV + (f <— 1) it — fit или после преобразования:
<h**ib'-i, + f(it-Q. (П.8)
В испарителе кипит 1 кг вещества. Количество подведенной от
внешнего охлаждаемого источника теплоты может быть определено
как разность энтальпий вещества на выходе из аппарата и на входе
в него
?o = 'e —iV (H.9)
Количество отведенной теплоты в конденсаторе определяется
разностью энтальпий вещества в начале и конце процесса конденса-
конденсации. Так как в аппарате сжижается 1 кг пара, то
?к = 'б'-1б. A1-Ю)
В абсорбер поступает (/— 1) кг слабого раствора из генератора
с энтальпией /3 = /2 и 1 кг влажного пара из испарителя с энталь-
энтальпией is. Выходит из аппарата / крепкого раствора с энтальпией f4.
Из теплового баланса аппарата
?а = ts-l*-+f(i% — U). (П.1Г)
Насос водоаммиачного раствора перекачивает / жидкости из аб-
абсорбера в генератор. Определив удельный объем раствора и, можно
подсчитать работу насоса:
Яп = vf(pK — p0). A1.12)
Значение удельного объема раствора (м3/кг) находится либо по
таблицам, либо по приближенной формуле
» = 0,001/A — 0,35^).
Графический расчет простейшей схемы машины. Абсорбционную
водоаммиачпую машину можно рассчитать графическим методом
с помощью £ — /-диаграммы. Схема графических построений пока-
показана на рис. 11.2, б. Значения с/0 и с/н легко определяются отрезками
8—6 и 5'—6. Чтобы определить qr и qd, необходимо провести через
точки 2 и 4 прямую линию до пересечения ее в точке О с линией
ld = const. Из рассмотрения двух подобных треугольников 2—О—Б
и 2—4—А следует, что
h — to ._ Id—la ___*
Из приведенного равенства следует: i0 = /я — / (i2 — /4). Если
теперь от iV отпять найденное значение /0, то получим значение qr:
i5, — t0 = iV — к + / (i2 — ii) = <7r-
Аналогично
is — *'o = 'e — h + f (h — U) = fa
Состояние влажного пара на выходе из испарителя (точка 8)
находится из следующего построения, показанного па рис. 11.3.
Через точку 8°, характеризующую состояние жидкости в конце
процесса кипения в испарителе, проводится изотерма в области
425

влажного пара. Точка 8 определяется пересечением изотермы с ли-
линией t(i = const.
Несмотря па кажущуюся простоту нахождения точки 8 в g — i
диаграмме определить ее положение с достаточной точностью весьма ч
сложно, так .как для высоких концентраций раствора изотермы в об-'
ласти влажного пара проходят почти вертикально и трудно найти
точку их пересечения с линией постоянной концентрации. Кроме
того, для ряда бинарных растворов жидкая и паровая фазы бывают
раздельными, поэтому энтальпию влажного пара в точке 8 опреде-
определяют аналитически. Чтобы пояснить это, построим два треугольника
8—А—8' и 8»~Б—8'. Из подобия
этих треугольников можно напи-
написать следующее
ik — **я _ ik — U
Ьл —Ь/ ~ Е*-Е. '
где правая часть равенства есть
тангенс угла наклона изотермы в
области влажного пара. Обозна-
Обозначив
Рис. 11.3. Определение сскпояння
влажного пара
= ik-is = 1
efe — ё« к
и решая последнее равенство отно-.
сительно /8, получим
■/. = ^ —^-F* —Бл). (П.13I
Значения К являются функция-
функциями температуры и давления и при-
приводятся в термодинамических таблицах для водоаммиачного рас-
раствора. Энергетическая эффективность совмещенных циклов абсорб-
абсорбционной машины оценивается тепловым коэффициентом по выраже-
выражению С = qjqv. Значение £ определяется как аналитическим, так и
графическим методами по отношению соответствующих отрезков
в Е — /-диаграмме.
Абсорбционная машина с теплообменником. Термодинамическая
и энергетическая эффективность абсорбционной холодильной ма-
машины может быть значительно повышена введением в схему регене-
регенеративного теплообмена в прямом и обратном циклах. В прямом
цикле простейшей схемы машины крепкий раствор выходит из аб-
абсорбера в охлажденном состоянии, имея температуру Т4, и должен
быть нагрет внешним источником до температуры 7V, т. е. до рав-
равновесного состояния, соответствующего давлению /?к прежде чем,
начнется процесс кипения. В то же время горячий слабый раствор;
поступающий в абсорбер из генератора, должен быть охлажден окру-
окружающей средой (охлаждающей водой) до равновесного состояния
при давлении р0, прежде чем он будет способен абсорбировать пар
426

из испарителя. Введение регенеративного теплообмена между сла-
слабым и крепким раствором в специальном теплообменнике растворов
уменьшит количество теплоты, подводимое от внешнего греющего
источника в генераторе, и количество теплоты, отводимое в абсор-
абсорбере охлаждающей водой, и повысит тепловой коэффициент машины.
На рис. 11.4 показаны схема машины с теплообменником раство-
растворов и ее процессы в Н — /-диаграмме для жидкой фазы раствора.
В теплообменник поступает^— 1) кг слабого раствора из генера-
генератора с температурой Т2 и / (кг) крепкого раствора из абсорбера с тем-
температурой Г*. В результате теплообмена температура слабого рас-
а) 5* *)
Г
ш
it
Рк
\
V
т-Л
1
Рис. П.4. Абсорбционная холодильная машина с теплообменником: а —
схема машины; б — процессы в J— /-диаграмме для жидкой фазы раствора
1 — абсорбер; // — насос раствора; 111 — теплообменник растворов; IV — генера-
генератор; V — конденсатор; V/ — регулирующий вентиль хладагента; VII — испаритель;
VIII — регулирующий вентиль раствора
твора на выходе из аппарата в идеальном случае будет равна Т4.
Учитывая конечную поверхность теплообмена, Т3 = Т4 + AT. Со-
Составив тепловой баланс аппарата, можно определить температуру
крепкого раствора Г, на выходе из теплообменника.
Количество теплоты, отдаваемое слабым раствором,
Количество теплоты, воспринимаемое крепким раствором,
Так как в теоретических расчетах потери теплоты в окружающую
среду не учитываются, то qic = qlH = qt. Отсюда
Таким образом, зная ix можно нанести па £ — /-диаграмму точку /,
характеризующую состояние крепкого раствора па выходе из тепло-
теплообменника. Он может быть охлажденным, насыщенным или кипящим.
В последнем случае теплообменник выполняют конструктивно из
427

двух частей: жидкостного теплообменника и предкипятилышка
(форгеператора). Тогда вся нагрузка на теплообменник будет со-
состоять из нагрузки жидкостного теплообменника qn = / (i^ — /4)
и предкипятилышка qn — f O'i — i\°)- Температура влажного пара,
выходящего из предкипятилышка, определяется путем построения
графика зависимости энтальпии влажного пара от его температуры.
Для этого необходимо задаться несколькими значениями темпера-
температуры влажного пара и определить для него энтальпию по формуле
где /к, Ек, 1//С — энтальпия, концентрация пара и тангенс угла
наклона изотермы в области влажного пара.
Построив график /' = ф (Т) и зная энтальпию ilf можно опреде-
определить Т,. В машине с теплообменником растворов тепловые нагрузки
на генератор и абсорбер меньше, чем в машине без теплообменника,
на тепловую нагрузку в нем.
Удельная теплота генератора в машине с теплообменником
Разность в значениях удельной теплоты аппарата
Д?г = 'V - к + f («2 - h) — Us- — t2 + f (h - i\)] = / (i'i - Ц) = Я
Удельная теплота абсорбера в машине с теплообменником
Разность в значениях удельной теплоты аппарата
Д<?а = «в - U + f(i* - h) ~ I'e - h + f(h - U)] = (f - 1) (h - la) = ftc- '
Как уже упоминалось, включение в схему теплообменника рас-
растворов повышает тепловой коэффициент машины .
Абсорбционная машина с теплообменником растворов и ректи-
ректификацией пара после генератора. Эффективность прямого и обрат-
обратного совмещенных циклов абсорбционной холодильной машины
может быть выражена произведением термического коэффициента
полезного действия прямого цикла на холодильный коэффициент
обратного цикла. Повышение значения холодильного коэффициента
при постоянной температуре охлаждаемого источника может быть
достигнуто подачей в испаритель чистого хладагента. Поэтому в ма-
машинах с незначительной разностью в нормальных температурах
кипения хладагента и абсорбента (к ним относятся водоаммиачпые
холодильные машины) требуется ректификация пара, поступающего
из генератора в конденсатор с целью повышения его концентрации
по хладагенту. В то же время ректификация пара неизбежно связана
с его охлаждением и, следовательно, приводит к понижению эффек-
эффективности прямого цикла, поэтому при оценке общей эффективности
системы совмещенных циклов необходимо учитывать эти два обстоя-
обстоятельства.
428

Концентрация пара может быть повышена: 1) водой; 2) крепким
раствором до его поступления в теплообменник; 3) частью крепкого
раствора, отводимого в ректификатор помимо теплообменника;
4) частью жидкого хладагента, отводимого в ректификатор из конден-
конденсатора.
В самом генераторе повышение концентрации пара от какого-то
среднего значения до концентрации, равновесной крепкому раствору
может быть достигнуто путем подачи крепкого раствора в генератор
Рис. 11.5. Абсорбционная холодильная
машина с теплообменником и водяным
дефлегматором: а — схема машины; б —
процессы в £ — i-диаграмме
1 — абсорбер; // — насос растнора: 111 — теплообменник растворов; IV — генератор;
V — дефлегматор; VI — конденсатор; VII — регулирующий вентиль хладагента; VIII —
испаритель; IX — регулирующий вентиль раствора
сверху в противоток выходящему из пего пару с устройством развитой
поверхности контакта пара и жидкости. Это осуществляется в спе-
специальной ректификационной колонне, нижняя часть которой за-
заполнена слоем фарфоровых цилиндрических колец, а в верхней
части установлены колпачковые тарелки. Ректификация пара водой
осуществляется в специальном аппарате, называемом дефлегмато-
дефлегматором, или водяным ректификатором. Нар, идущий из генератора, ох-
охлаждается в нем за счет соприкосновения с холодными трубками,
внутри которых циркулирует охлаждающая вода. В результате по-
понижения температуры пара происходит частичная его конденсация.
Образовавшийся конденсат (флегма) через гидрозатвор вновь отво-
отводится в генератор па ректификационные тарелки, а оставшийся пар
более высокой концентрации направляется в конденсатор. Схема
включения дефлегматора и процессы машины с теплообменником и
дефлегматором показаны па рис. 11.5.
Количество флегмы, возвращающееся из дефлегматора в генера-
генератор, определяется из материального баланса дефлегматора. Если
429

обозначить количество флегмы, отнесенное к 1 кг пара, выходящего
из дефлегматора, через /?, а концентрацию пара на входе в аппарат
•El* и на выходе — Е^, то материальный баланс можно представить
так:
где |s — концентрация флегмы, равновесной пару на выходе из де-
дефлегматора.
Отсюда
Количество флегмы, образующееся в дефлегматоре, очень мало
по сравнению с паром, проходящим через аппарат. Считая, что флегма
стекает в противоток поступающему пару и учитывая ее малое коли-
количество, можно допустить, что между паром и флегмой осущест-
осуществляется идеальный теплообмен и температура выходящей из дефлег-
дефлегматора флегмы равна температуре поступающего пара, поэтому ее
концентрация будет равновесна пару в состоянии Г и равна ^г.
Сделав это допущение, можно написать
Составив телловой баланс дефлегматора, можно определить ко-
количество теплоты, отводимое в этом аппарате водой
ИЛИ
9д = A + Я) i,, _,>_£/,.. A1.18)
Включение в схему ректификации водой увеличивает тепловую
нагрузку на генератор. В этом нетрудно убедиться, составив тепловой
баланс последнего. В генератор поступают / (кг) жидкости с концен-
концентрацией tT и энтальпией ix и R (кг) флегмы с той же концентрацией и
энтальпией i*,... К генератору подводится также теплота ^гд от грею-
греющего источника. В конце процесса кипения из генератора выходят
(/ — 1) кг жидкости с концентрацией Ц и энтальпией и2 и A + R) кг
пара с концентрацией Е^ и энтальпией iV.
Из теплового баланса аппарата
<?Гд -(!+/?) IV + (/ - 1) /2 - /t, - tf|,,f
или
<?гд = A + R) h - к + /(/2 — i\) — Rh.
Используя выражение для qn, удельную теплоту генератора
можно определить так:
?гд = и- — h + (k - i\) + 9д. A1Л9)
В то же время, если ректификация водой отсутствует, а пар
ректифицируется только в ректификационной колонне самого гене-
430

ратора до концентрации пара £i-, равновесной крепкому раствору,
тепловая нагрузка на генератор будет меньше, т. е.
?r = iV-i2-i-/(*2--«i). (П.20)
Тем не менее ректификация водой в целом всегда приводит к по-
повышению теплового коэффициента системы совмещенных циклов
вследствие более значительного увеличения удельной холодопроиз-
Бодительности по сравнению с возрастанием тепловой нагрузки на
Рис. 11.6. Абсорбционная холодильная машина: а — с дефлегмацией пара
крепким раствором до его поступления в теплообменник растворов; б — с
ректификацией пара частью крепкого раствора отводимого в генератор по-
помимо теплообменника paciворов:
I — абсорбер; 11 — регулирующий вентиль распифа; 111 — теплообменник рас-
растворов; IV — генератор; V — дефлп матор; V7 — конденсатор: VIJ — регулирую-
регулирующий вентиль хладагента; V7/7 — испаритель; IX — насос раствора
генератор [30]. В промышленности нашла применение схема абсорб-
абсорбционных водоаммиачных холодильных машин с дефлегмацией пара
крепким рас j вором до его поступления в теплообменник растворов
[281. В этой схеме, показанной* на рис. 11.6, а, холодный крепкий
раствор насосом подается в теилообмениые змеевики дефлегматора,
где нагревается от температуры Т4 до 7V, воспринимая теплоту
ректификации пара qR. Энтальпия крепкого раствора на выходе из
дефлегматора может быть определена из теплового баланса послед-
последнего
W = U + Яд/f.
Температура 7Y определяется из Н — /-диаграммы по известным
энтальпии iV и концентрации Нг крепкого раствора. Поскольку
в теплообменник растворов крепкий раствор поступает при более
431

высокой температуре, 7V, в этой схеме не полностью используется
тепловая энергия слабого раствора. Состояние его на выходе из теп-
теплообменника растворов определяется концентрацией 1а и темпера-
температурой 7V Последняя принимается по зависимости Т3 = 7V + AT.
Следовательно, в абсорбер будет поступать более горячий слабый
раствор и тепловая нагрузка на него возрастет на величину qR.
Таким образом, в этой схеме теплота ректификации, хотя и не выво-
выводится из прямого цикла наружу, в дефлегматоре она переводится
на более низкий температурный уровень и отводится в абсорбере.
При этом в генераторе затрачивается такое же количество теплоты,
как и в схеме с дефлегмацией водой, и поэтому рассмотренная схема
не имеет термодинамических преимуществ перед первой. Стремле-
Стремление полностью использовать энергию слабого раствора и при этом
регенерировать теплоту ректификации в некоторой мере может
быть осуществлено в схеме ректификации пара частью крепкого рас-
раствора, отводимого в ректификатор помимо теплообменника раство-
растворов. Такая схема машины показана на рис. 11.6, б.
В рассмотренных ранее схемах через теплообменник растворов
проходят разные количества крепкого и слабого раствора. Поэтому,
не уменьшая использование энергии слабого раствора, часть холод-
холодного крепкого раствора можно отвести помимо теплообменника в рек-
ректификатор, где он, воспринимая теплоту ректификации, нагревается,
возвращая эту теплоту в прямой совмещенный цикл. Если теплоем-
теплоемкости слабого и крепкого растворов принять одинаковыми, то коли-
количество теплоты, отдаваемой слабым раствором на нагревание и дове-
доведение до температуры кипения крепкого раствора, может быть опре-
определено из выражения
qic = if— 1)(*V —/з),
где *V — энтальпия слабого раствора при Т& = Тр + ДТ.
Из условия теплового баланса теплообменника растворов можно
определить максимальное количество крепкого раствора gy которое
может быть отведено на ректификацию без ухудшения использова-
использования тепловой энергии слабого раствора
откуда
g*=f
Максимальное количество теплоты, воспринимаемое крепким
раствором в процессе ректификации, qp\ = g (*V — U)- Иногда оно
может оказаться меньше отводимой от ректификатора теплоты.
В этом случае в схеме машины предусматривают дополнительную
ректификацию в водяном дефлегматоре. Получение в процессе ректи-
ректификации чистого хладагента, а следовательно, достижение его мак-
максимальной удельной массовой холодоироизводителыюсти и повыше-
повышение энергетической эффективности машины может быть реализо-
реализовано в схеме с ректификацией пара частью жидкого хладагента, от-
отводимого из конденсатора. Такая схема в последнее время находит
широкое применение (рис. 11.7). Считая процесс тепломассообмена
432

между паром, проходящим через ректификационные тарелки, и
жидкостью, отбираемой из конденсатора, совершенным, состояние
пара на выходе из ректификатора можно принять: 7V = Tq и ^ =
= 1,000 кг.кг.
Количество жидкости, отводимое цз конденсатора на ректифика-
ректификацию, х = <7д/<7к> где <?к — теплота конденсации 1 кг хладагента,
кДж/кг, q'K --= [е, — /б.
Теплота, отведенная в кон-
конденсаторе qK = A + A') (iV — ц).
Недостатком рассмотренной
схемы машины является необ-
необходимость установки конден-
еатора выше ректификационной
колонны генератора либо вклю-
включение в схему насоса жидкого
хладагента для частичного от-
отбора его из конденсатора и
подачи в ректификатор.
Графический расчет абсорб-
абсорбционной холодильной машины
с теплообменником растворов
и водяным дефлегматором. Ана-
Аналогично графическому расчету
простейшей схемы машины рас-
расчет полной схемы также может
быть выполнен путем геомет-
геометрических построений В I — /- Рис 117 Абсорбционная холодильная
диаграмме. Эти построения по- машина с ректификацией пара частью
казаны на рис. 11.5, б. Пара- жидкого хладагента, отводимого из кон-
метры точек 2, 4, Л 7, 1\ е\ 6 и дечсатора:
л * . / — абсорбер: II— насос раствора; 111 —
8 ИаНОСЯТ На Диаграмму ПО ОПрС- теплообменник растворов; IV - генератор;
V — конденсатор; VI — ресивер; VII — регу-
регулирующий вентиль хладагента; VIII — испа-
испаритель; IX — регулирующий вентиль раствора
деленным значениям давлении
и температур. Затем через точ-
точки 2 и 4 и через 2 и 1 проводят
прямые линии до пересечения с линией Е,- = const (точки В и О);
продлевают изотерму 7V в области влажного пара до пересе-
пересечения с линией \е> = const (точка Д). Выполнив указанные графи-
графические построения, удельную теплоту аппаратов машины опреде-
определяют непосредственно из I — t-дпаграммы как соответствующие
отрезки.
Для пояснения правильности определения теплоты дефлегма-
дефлегматора отрезком De' рассмотрим два треугольника: D — Е — /' и
/' — Ж — /°. Из их подобия следует
Согласно формуле A0.17) правая часть отношения характери-
характеризует собой количество флегмы R, полученной в дефлегматоре. Отсюда
'д — 'V = R (и- —I».
433

Если к обеим частям уравнения прибавить величину
то получим выражение для теплоты дефлегматора
*д — W = A + Я) к - if - ft'i- = ?д = D?.
Отрезок Z3B показывает теплоту генератора в схеме с ректифи-
ректификацией и водяным дефлегматором, а отрезок Г В' — теплоту гене-
генератора при ректификации пара в ректификационной колонне и от-
отсутствии дефлегмации водой. Последнее еще раз наглядно показы-
показывает, что при включении в схему водяного дефлегматора, тепловая
энергия, подводимая к генератору, возрастает.
Обратная подача раствора в генераторе и абсорбере. Через теп-
теплообменник растворов проходят разные количества крепкого и сла-
Рис. 11.8. Абсорбционная холодильная машина с обратной подачей раствора через
абсорбер и генератор: а — схема машины; б — процессы в £— «-диаграмме для
жидкой фазы раствора
/ — абсорбер; // — змеевики обратном подачн абсорбера; III — насос раствора; IV — регу-
регулирующий вентиль раствора; V — генератор; VI — змеевики обратной подачи генератора;
VII— дефлегматор; VIII — конденсатор; IX — регулирующий вентиль хладагента; X —
испаритель
бого раствора. Поэтому даже если допустить, что в теплообменнике
совершается идеальный теплообмен, разность температур между
растворами может полностью исчезнуть лишь на одном конце аппа-
аппарата, т. е. на входе крепкого раствора (точка 4 рис. 11.4) и на выходе
слабого (точка 5). Температура крепкого раствора в точке 1 никогда
не достигнет Т2. Таким образом, процессы теплообмена в теплооб-
теплообменнике растворов всегда протекают необратимо, причем, чем больше
теплота qt и чем значительнее средняя разность температур между
крепким и слабым растворами, тем больше необратимость процессов
в теплообменнике.
434

Уменьшение потерь в прямом термодинамическом цикле может
быть достигнуто путем применения обратной подачи раствора через
абсорбер и генератор до поступления крепкого и слабого растворов
в теплообменник. Схема машины с обратной подачей раствора и
процессы в g — /-диаграмме для жидкой фазы раствора показаны
на рис. 11.8. При пропускании крепкого раствора через змеевики об-
обратной подачи абсорбера в идеальном случае он достигнет темпера-
температуры слабого поступающего в абсорбер раствора. При этом теплота
слабого раствора передается уже не охлаждающей воде, а крепкому
раствору и таким образом вновь возвращается в генератор. Следо-
Следовательно, на эту величину уменьшается qv. Из построений, приве-
приведенных на рис. 11.8, б, в g—/-диаграмме видно, что при обратной
€-/
Рис. 11.9. Парожидкостиой теплообменник: а — схема включения; б — процессы
в g- /-диаграмме;
/ — конденсатор; II — парожидкостной теплообменник; III — регулирующий вентиль
хладагента; IV — испаритель
подаче через абсорбер точки 5 и 4 лежат на одной изотерме, которая
пересекает изобару р0 в точке с 1а. Точка Б, лежащая на пересече-
пересечении прямой 2—1 с \е. = const, переместится выше и, следовательно,
в равной степени уменьшатся значения qv и q^. При обратной подаче
в генератор слабый раствор в идеальном случае можно охладить до
начальной температуры процесса кипения 7V. Понижение точки 2
до пересечения изотермы 7> с 1а *= const не меняет положения
точки Б, т. е. не уменьшает qri no значительно уменьшает теплоту
теплообменника qt. Уменьшение q{ приводит в свою очередь,
к уменьшению внутренней необратимости в прямом совмещенном
цикле.
Че&1 больше разность (Ег — £а), тем выгоднее обратная подача
раствора. При определенной разности (|г — g0) нагрузка на тепло-
435

обменник становится равной нулю. При этом точки 2 и 3 совпадают
на изобаре /?0, а точки 1 и 4 — на изобаре рк и все четыре точки нахо-
находятся на одной изотерме.
Парожидкостной теплообменник. Термодинамическую эффектив-
эффективность обратного совмещенного цикла можно повысить включением
в схему машины парожидкостного теплообменника, осуществляю-
осуществляющего регенеративный теплообмен между жидким хладагентом, вы-
выходящим из конденсатора, и паром из испарителя (рис. 11.9).
В нарожидкостном теплообменнике жидкость охлаждается от
температуры Т6 до TOd, а пар нагревается от Т8 до Т8а. Увеличение
удельной массовой холодопроизводительности можно определить
по разности энтальпий в процессе
А?0 = h — /ба = ha — h-
Новое значение удельной массовой холодопроизводительнбсти
<7о = до -Ь А<7о = k — ha = i*a — «в. A1.21)
Величина охлаждения жидкости в теплообменнике зависит от
отношения теплоемкостей пара и жидкости. В водоаммиачных маши-
машинах, где сР1с' « 0,5, жидкость охлаждается примерно в два раза
меньше, чем нагревается холодный пар из испарителя.
§ 11.3. Влияние параметров внешних источников
на процессы и эффективность абсорбционных
холодильных машин
Температура греющего источника, охлаждающей (окружающей)
среды и охлаждаемого источника оказывают существенное влияние
на процессы абсорбционных холодильных машин, их производитель-
производительность и энергетическую эффективность. Рассмотрим отдельно влия-
влияние каждого из названных факторов.
Влияние температуры греющего источника. С понижением тем-
температуры греющего источника понизится высшая температура рас-
раствора в конце процесса кипения в генераторе. Точка 2, характери-
характеризующая состояние этого раствора в |—/-диаграмме (рис. 11.10),
переместится по изобаре р1{ вправо (точка 2*), повысится концен-
концентрация слабого раствора (|; > Еа), а следовательно, уменьшится
разность концентраций между крепким и слабым растворами в геие^
раторе и абсорбере. Это приведет к увеличению кратности циркуля-
циркуляции раствора, увеличению теплоты генератора и абсорбера и, как
следствие, уменьшению значения теплового коэффициента машины,
При дальнейшем понижении температуры греющего источника раз-
разность концентраций между крепким и слабым растворами (зона дега-
дегазации) может стать настолько малой, что осуществление прямого
цикла машины окажется невозможным. Для водоаммиачных абсорб-
абсорбционных машин минимальное значение Er — £d в действительных
процессах не должно быть ниже 4 %. При низких температурах гре-
греющего источника циклы абсорбционной машины можно осуществить
436

по более сложным схемам, таким, как схема двухступенчатой холо-
холодильной машины, схема с материальной регенерацией, с поджима-
поджимающим компрессором, со ступенчатым абсорбером и др. Принцип
действия двухступенчатой абсорбционной холодильной машины
ясен из представленной схемы и процессов, приведенных на рис. 11.11
Как правило, в двухступенчатых абсорбционных холодильных
машинах подача греющего источника в генераторы и охлаждающей
воды в абсорберы первой
и второй ступени осуществ-
осуществляются параллельно и,
следовательно, соблюдает-
соблюдается равенство высших тем-
температур кипения в генера-
генераторах и низших темпера-
температур абсорбции в абсорбе-
абсорберах обеих х ступеней.
Концентрация пара после
ректификации в верхней
и нижней ступени одина-
одинакова. Тепловой расчет ма-
машины ведется по ступеням
и не отличается от расче-
расчета двух одноступенчатых
схем. Особенностью яв-
является выбор давления рт>
которое выбирается из ус-
условий минимальной сум-
маркой теплоты генерато-
поп пля чего печяется нес
^ии, дли iciu A^-idciDi net
коль ко расчетов и строится
график lqr — i\)(pm). В во-
доаммиачных двухступенчатых абсорбционных машинах при опреде-
определенных температурах греющего источникам охлаждающей среды воз-
возможно получение температур кипения в испарителе около —70 °С;
возможна также работа машины на две температуры кипения.
Схема абсорбционной холодильной машины с материальной ре-
регенерацией показана на рис. 11.12. В ней происходит многократное
дросселирование слабого раствора на пути от генератора до абсор-
абсорбера сначала до промежуточных давлений, а затем до давления кипе-
кипения, а также многоступенчатое нагнетание крепкого раствора на
пути от абсорбера до генератора. Образовавшийся при дросселиро-
дросселировании пар отделяется от слабого раствора в жидкоотделителях и
поглощается в концентраторах крепким раствором. Таким образом,
при многократном дросселировании концентрация слабого раствора
понижается, а концентрация крепкого раствора по мере повышения
давления возрастает. Такая материальная регенерация приводит
к расширению зоны дегазации раствора и возможности осуществле-
осуществления прямого совмещенного цикла при более низкой температуре
греющего источника.
437
пито
Рис- 11Л0- Влияние понижения температуры
греющего источника на положение узловых
точек циклов машины в £ — i-диаграмме

Расширить зону дегазации можно также включением в схему
одноступенчатой машины поджимающего компрессора, который уста-
устанавливается на паровой линии либо между испарителем и абсорбе-
абсорбером, либо между генератором и конденсатором.
Осуществление прямого цикла при низкой температуре греющего
источника возможно также применением схемы машины со ступенча-
ступенчатым абсорбером (рис. 11.13). Принцип действия такой машины ясен
Рис. П.И. Двухступенчатая аб-
абсорбционная холодильная машина:
а — схема машины; б — процессы
в 5 — «-диаграмме;
I, XI — абсорберы; //, XII — насосы, раствора; ///, ХШ — регулирующие вентили рас-
раствора; IV, XJV — теплообменники растворов; V, XV — генераторы; VJ — конденсатор;
VII, IX — регулирующие вентили хладагента; VIЛ — отделитель жидкости; X —
испаритель
из рисунка. Промежуточное давление выбирается либо из условий
максимального теплового коэффициента, либо определяется по про-
промежуточной температуре кипения, поскольку эта машина может ра-
работать при двух изотермах кипения.
При повышении температуры греющего источника и неизменных
параметрах охлаждающей среды и охлаждаемого источника повы-'
шается высшая температура раствора в процессе кипения в генера-
генераторе (точка 2). Это приводит к уменьшению концентрации слабого
раствора £а и увеличению разности концентраций Е,. — %а. Следо-
Следовательно, будет уменьшаться кратность циркуляции и увеличиваться
значение теплового коэффициента машины. При определенных
(заданных) температурах охлаждающей среды и охлаждаемого ис-
источника и дальнейшем повышении температуры греющего источника
438

может наступить такое условие, когда высшая температура слабого
раствора в абсорбере (точка 3°) станет равна или даже выше темпера-
температуры начала кипения крепкого раствора в генераторе (точка /°).
В том случае, когда Т3* > 7V, можно осуществить так называе-
называемый принцип превышения температур, т. е. часть теплоты абсорб-
абсорбции использовать для обогревания генератора. Принцип превыше-
Рис. 11.12. Абсорбционная холодиль-
холодильная машина с материальной регенера-
регенерацией:
} _ абсорбер; //, III — иасосы раствора;
IV, VII — регулирующие вентили рас-
раствора; V — отдолптель жидкости; VI —
конденсатор; VIII — теплообменник рас-
растворов; IX — генератор; X — конденса-
конденсатор; XI — регулирующий вентиль хла-
хладагента; XII — испаритель
Рис. 11.13. Абсорбционная холодиль-
холодильная машина со ступенчатым абсорбе-
абсорбером;
I, VI — абсорберы; // — регулирующий
вентиль раствора; /// — теплообменник
растворов; IV — генератор; V — конден-
конденсатор; VII, X — регулирующие вентили
хладагента; VIII — отделитель жидкости;
IX, XII — насосы раствора; XI — испа-
испаритель
ния температур практически можно реализовать путем обратной по-
подачи через генератор и абсорбер (рис. 11.8).
В случае значительного превышения температуры Тз° над 7V
более эффективной является схема, показанная на рис. 11.14. В этой
схеме в генераторе устанавливается последовательно два змеевика:
обратной подачи и превышения температур. Горячий слабый раствор
из генератора направляется в змеевики обратной подачи, где он,
отдавая теплоту крепкому раствору в процессе его кипения па уча-
участке пх — а*, охлаждается от температуры То до Т2*> затем дроссе-
дросселируется и направляется в змеевик превышения температур. Во вто-
втором змеевике он поглощает пар, поступающий из испарителя. Вы-
Выделяющаяся в процессе абсорбции па участке 3—m теплота расхо-
расходуется па кипение крепкого раствора в генераторе в процессе 4' — пх.
После генератора слабый раствор направляется в абсорбер и,
продолжая поглощать пар, понижает свою температуру от Тт
до Т4. Крепкий раствор температуры Г4 прокачивается насосом
439

через змеевики обратной подачи абсорбера, в которых он подогре-
подогревается до температуры Tv
Влияние температуры охлаждающей среды. С понижением тем-
температуры охлаждающей среды (воды, наружного воздуха) пони-
понижаются температура и давление конденсации в конденсаторе, а сле-
следовательно, и давление в генераторе. При неизменной температуре
греющего источника в конце кипения в генераторе можно получить
раствор более слабой концентрации либо при неизменной концен-
концентрации слабого раствора использовать греющий источник более
Рис. 11.14. Абсорбционная холодильная машина с узлом превышения тем-
температур: а — схема машины; б — процессы в £ — /-диаграмме;
1 — абсорбер; 11 — змеевики обратной подачи абсорбера; 111 — иасос раствора;
IV — генератор; V — змеевики обратной подачи генератора; VI — змеевикн пре-
превышения температур; VII — дефлегматор; VI11 — конденсатор; IX — регулиру-
регулирующий вентиль раствора; X — регулирующий вентиль хладагента; XI — испаритель
низкой температуры. Подача более холодной воды на охлаждение
абсорбера приводит к повышению концентрации крепкого раствора.
Таким образом, понижение температуры охлаждающей среды уве-
увеличивает разность концентраций между крепким и слабым раство-
растворами, уменьшает кратность циркуляции, повышает эффективность
совмещенных циклов и может привести к осуществлению циклов
с превышением температур.
Повышение температуры охлаждающей среды приводит к повы-
повышению давления в конденсаторе и генераторе, уменьшению концен-
концентрации крепкого раствора и повышению концентрации слабого.
В ряде случаев при высокой температуре охлаждающей среды и'
сравнительно низкой температуре греющего источника разность
концентраций £г — £« становится настолько мала, что невозможно"
осуществить прямой цикл машины и приходится переходить к двух-
двухступенчатым и другим схемам машины.
Влияние температуры охлаждаемого источника. С понижением
температуры охлаждаемого источника понижается температура ки-
кипения в испарителе и давление в испарителе и абсорбере. Понижается-
440

также концентрация крепкого раствора, а следовательно, стано-
становится меньше разность между концентрацией крепкого и слабого
растворов. Как следствие, увеличиваются кратность циркуляции,
теплоты генератора и абсорбера и уменьшается значение теплового
коэффициента. При разности концентраций растворов в действитель-
действительных циклах водоаммиачных машин менее 4 % переходят к двухсту-
двухступенчатым холодильным машинам.
Повышение температуры охлаждаемого источника приводит
к противоположным результатам.
§11.4. Абсорбционно-резорбционные и безнасосные
абсорбционные холодильные машины
В отличие от обычной абсорбционной машины в абсорбционно-
резорбционной машине конденсатор заменен абсорбером, а испари-
испаритель — генератором низкого давления. На рис. 11.15 показаны схема
такой машины и ее процессы в £—^-диаграмме.
а)
Рис. 11.15. Одноступенчатая абсор б-
ционио-резорбционная холодил ь-
ная машина: а — схема машин ы;
б — процессы в £ — /-диаграм ме;
/ — абсорбер; 11, X — насосы раствора; ///, VI11 —
IVt УН — теплообменники раствора; V — генератор;
регулирующие вентили раствора;
VI — резорбер; IX — дегазатор
Пар из генератора поступает в абсорбер, называемый резорбером
(в отличие от такого же аппарата, работающего при низком давле-
давлении), где абсорбируется слабым раствором, подаваемым насосом
из генератора низкого давления, называемого дегазатором. Крепкий
раствор из резорбера дросселируется в дегазатор, где кипит при низ-
низком давлении за счет теплоты, подводимой от охлаждаемого источ-
источника. Нар, образовавшийся при кипении раствора в дегазаторе, по-

ступает в абсорбер и поглощается раствором, циркулирующим между
абсорбером и генератором. Между абсорбером и генератором в пря-
прямом цикле и между дегазатором и резорбером в обратном устанавли-
устанавливают теплообменники растворов. Для нормальной работы машины
необходимо равенство концентраций пара, выходящего из дегаза-
дегазатора и генератора. Поскольку концентрация пара, поступающего из
дегазатора, всегда выше концентрации пара, выходящего из генера-
генератора, необходима ректификация пара после генератора. Если же
ректификацией не удается
повысить концентрацию пара
после генератора, то искус-
искусственно понижают концент-
концентрацию пара из дегазатора,
добавляя к нему часть жид-
жидкости из того же аппарата.
Если считать, что из дегаза-
дегазатора выходит A —6) кг пара
с концентрацией £,; и б (кг)
жидкости с концентрацией
1а-у а из генератора — пар
концентрации 1/, то из усло-
условия* равенства суммарной
концентрации влажного па-
пара, поступающего в абсорбер
и выходящего из генератора,
можно определить количество
добавляемой жидкости
Рис. 11.16. Двухступенчатая абсорбционно-
резорбшюнная холодильная машина:
/ — абсорбер; //, XIII — насосы раствора; ///,
XI — регулирующие вентили раствора; IV, IX ~
теплообменники раствора; V — генератор; VI —
резорбер: \7/ -- конденсатор; VIII — регулиру-
регулирующим вентиль хладагента; X — испаритель; XII —
дегазатор
откуда
-W-(П.22)
В расчете машины необходимо учитывать количество добавляе-
добавляемого к пару из дегазатора раствора, если требуется уравнять кон-
цен'1 рации. В остальном же расчет не отличается от расчета обычной
абсорбционной холодильной машины.
Положительным качеством одноступенчатых абсорбционно-ре-
зорбшюнных машин является возможность использования более
низких температур греющего источника, более низких давлений
в резорбере и генераторе и возможность большего, по сравнению
с конденсатором, подогрева воды в резорбере.
Большими возможностями располагает двухступенчатая абсорб-
ционпо-резорбционная машина (рис. 11.16). В ней холод получается
на двух температурных уровнях: в испарителе и дегазаторе, причем
в последнем температура кипения определяется концентрацией ки-
кипящею раствора и может меняться в широком диапазоне. Принцип
работы этой машины ясен из рисунка и поэтому специального пояс-
пояснения ве требует.
442

В домашних холодильниках и кондиционерах широко приме-
применяются безнасосные абсорбционные холодильные машины малой
холодопроизводительности. Основной особенностью этих машин
является отсутствие насоса для подачи раствора из абсорбера в ге-
генератор. Это делает машины более надежными в эксплуатации и дол-
долговечными. Различают два типа безнасосных машин: периодиче-
периодического и непрерывного действия. В свою очередь, машины периоди-
периодического действия могут быть с жидким или твердым абсорбентом [30 ].
. А
'(и I II
Рнс. 11.17. Абсорбционная безнасосная холодильная машина непрерывного
действия с инертным газом:
/ _ генератор; 2 — дефлегматор; 3 — конденсатор; 4 — испаритель; 5 — газовый
теплообменник; 6 — абсорбер; 7 — теплообменник растворов; 8 — термосифон
Непрерывно действующая безнасосная водоаммиачная холодиль-
холодильная машина работает по схеме, показанной на рис. 11.17. Она кроме
водоаммиачного раствора заполняется инертным газом, в качестве
которого используют водород. Процесс кипения жидкости.в испари-
испарителе машины сопровождается диффузией пара в водород, находя-
находящийся в нем. Суммарное давление смеси в испарителе равно давле-
давлению в конденсаторе. Холодная водородоаммиачная смесь высокой
концентрации по аммиаку, как более тяжелая, из испарителя по-
поступает в парожидкостной теплообменник, а затем в абсорбер.
В него же из генератора поступает слабый раствор, охлажденный
в теплообменнике растворов. В абсорбере, охлаждаемом воздухом,
слабый.раствор, растекаясь по полочкам, поглощает аммиачный пар
из водородоаммиачной смеси. Водород, освободившись от аммиака,
443

как более легкий, возвращается через парожидкостной теплообмен-
теплообменник в испаритель. Крепкий раствор, образующийся в абсорбере,
пройдя через теплообменник растворов, поступает в генератор.
Вследствие того что во всех аппаратах машины давление одинаково,
для поступления раствора из абсорбера в генератор требуется лишь
преодоление сопротивлений в теплообменнике растворов и соедини-
соединительных трубопроводах. Для этого перед входом в генератор трубка,
по которой проходит крепкий раствор, наматывается на электриче-
электрическую грелку либо обогревается газовой горелкой. За счет местного
обогревания трубки греющим источником создается термосифон,
в котором при мгновенном вскипании жидкости возникает разность
плотностей холодного крепкого раствора и образующейся парожид-
парожидкостной эмульсии. Водоаммиачный пар из генератора, обогреваемого
электричеством или газом, проходит через ректификатор, а затем
поступает в конденсатор с воздушным охлаждением. Конденсат на-
направляется в испаритель, заполненный водородом. Машины непре-
непрерывного действия применяются в основном в бытовых холодильни-
холодильниках. Они "бесшумны в работе, надежны в эксплуатации. Кроме водо-
аммиачных нашли распространение бромистолитневые безнасосные
машины непрерывного действия. Применяют их преимущественно
для.систем кондиционирования воздуха.
§ 11.5. Особенности процессов абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин
Схема и теоретические процессы в £—t-диаграмме абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины приведены на рис. 11.18.
Водяной пар, образовавшийся в испарителе, поступает в абсорбер
в состоянии /* (рис. 11.18, б) и абсорбируется в нем крепким раство-
раствором состояния 5*. В теоретическом процессе теплообмена между
горячим крепким и холодным слабым растворами в теплообменнике
растворов температура 72 слабого раствора в конце процесса абсорб-
абсорбции (точка 2*) и входа его в теплообменник равна температуре 78
крепкого раствора на выходе его из теплообменника (точка <§*).
В связи с тем, что в теплообменнике происходит полная регенерация
теплоты между горячим и холодным растворами, крепкий раствор
поступает в абсорбер в переохлажденном, по сравнению с равно- .
весным, состоянии 5*. Поэтому процесс абсорбции состоит из двух
процессов: адиабатно-изобарного процесса 5*— 9*, сопровождаю-
сопровождающегося повышением температуры раствора от 7У до Т9 и снижением
его концентрации от £; до £5. и процесса совместного тепломассо-
переноса 9*—2*, характеризующегося снижением температуры рас-
раствора от 79 до Т2 и его концентрации от Ы до £J. Слабый раствор-
в конце процесса абсорбции (точка 2*) достигает равновесного со-
состояния и насосом подается в теплообменник растворов, где нагре-
нагревается горячим крепким раствором до состояния 7* при постоянной
концентрации Е£. Слабый раствор при поступлении в генератор нахо-
находится в перегретом по сравнению с равновесным, состоянии. Процесс
444

образования пара хладагента в генераторе из слабого раствора раз-
разделяется на два процесса: 7*—5* — адиабатно-изобарный процесс
десорбции, сопровождающийся снижением температуры раствора
от Г7 до Ть и увеличением его концентрации от 1*а до £*, и 5*—4* —
процесс кипения раствора с совместным тепломассопереносом, ха-
характеризующийся повышением температуры ^створа от Тъ до Тй и
увеличением его концентрации от Ы до £*. В конце процесса кипения
раствор достигает равновесного состояния 4* и поступает в теплооб-
теплообменник растворов, где охлаж- . ,
дается слабым раствором до *I>кДж1кг
состояния 5* при постоянной
концентрации £Р, а затем
дросселируется в дроссель-
дроссельном вентиле Д{ перед входом
в абсорбер. В начале процес-
процесса десорбции в генераторе
образуется пар состояния а,
равновесный слабому ра-
раствору состояния 7* на входе
его в генератор, а в конце
процесса кипения — пар со-
состояния р, равновесный креп-
крепкому раствору состояния 4*
перед выходом его из генера-
а) г^ К1
£a£s Чор<
Концентрация
Рис. 11.18. Схема (а) и теоретические процессы (б) в g — i-диаграмме абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины
тора. Пар, образующийся в генераторе в процессах десорбции и ки-
кипения раствора, является перегретым и поступает в конденсатор в
состоянии 3*, равновесном средней концентрации раствора 1*ср (точ-
(точка 6*) в генераторе. В конденсаторе осуществляется отвод теплоты
перегрева от пара хладагента и его конденсация, В целом процесс
в конденсаторе характеризуется в £—/-диаграмме отрезком «?*— 35.
Конденсат из конденсатора выходит в состоянии насыщения (точ-
(точка 35), дросселируется в дроссельном вентиле Д2 и поступает в ис-
испаритель, где происходит процесс кипения Зо — V с образованием
сухого насыщенного пара состояния /*. Насыщенная жидкость в
испарителе характеризуется состоянием /5- В теоретических про-
процессах абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины дав-
давление пара ро в испарителе равно давлению ра пара в абсорбере, а
44&

давление рк пара в конденсаторе равно давлению ph пара в генера-
генераторе.
Удельные тепловые потоки в аппаратах абсорбционной бромисто-
литиевой машины с теоретическими процессами в испарителе, кон-
конденсаторе, абсорбере, генераторе и теплообменнике растворов та-
таковы:
в испарителе £* = f1# — *3*; A1.23)
в конденсаторе q\ = *3, — /35; A1.24)
в абсорбере q\ = м* + (/*-!)- /*/2*; A1.25)
в генераторе ^; = /3* + (/*— 1)*4*—/**?♦; A1.26)
в теплообменнике <?^= /* (f7* — i2*) = (f* — 1) (*'4* — k*)9 A1.27)
где
r=lt№-\*a)< A1.28)
Тепловой коэффициент машины
A1.29)
В машине с одноступенчатым процессом генерации раствора
в генераторе £* всегда меньше единицы.
§ 11.6. Анализ действительных процессов
абсорбционных холодильных машин
При работе абсорбционных машин действительные процессы,
протекающие в отдельных элементах машин, иногда существенно
отличаются от теоретических, расчетных процессов. Это обусловлено
рядом факторов: влиянием гидростатического давления столба жид-
жидкости в процессе ее кипения в генераторе и испарителе; неравновес-
неравновесным состоянием пара и жидкости в конце процесса кипения, абсорб-
абсорбции и конденсации из-за ограниченной площади поверхности тепло-
теплообмена аппаратов и конечного времени контакта сред в процессе теп-
тепломассообмена, вследствие чего имеет место недовыпаривание или
недонасыщение раствора; наличием гидродинамических сопротивле-
сопротивлений в соединительных трубопроводах между аппаратами; потерей
теплоты в окружающую среду и др. Перечисленные факторы, влия-
влияющие на отклонение действительных процессов от теоретических,
необходимо учитывать при конструировании машины, вводя в мето-
методику расчета соответствующие коррективы. Так, например, на осно-
основании опытных данных при нанесении в £—f-диаграмме процессов
кипения раствора в генераторе и абсорбции в абсорбере должны
приниматься разности давлений рг — рп и р0 — ра, отражающие
влияние гидростатического давления на процессы кипения и абсорб-
абсорбции в аппаратах затопленного типа и сопротивления в соединитель-
соединительных трактах между аппаратами. Следовательно, значения концен-
концентраций слабого и крепкого растворов в водоаммиачных холодиль-
446

ных машинах необходимо определять в точках пересечения изобар
рг и Р& с соответствующими изотермами Т% и 74.
Определяя давление pQ в испарителе, в этих машинах необходимо
учитывать концентрацию пара |,- на выходе из дефлегматора, ко-
которая в действительных процессах всегда ниже единицы. Следова-
Следовательно, давление, определенное по таблицам для чистого аммиака,
необходимо уменьшить на величину от 0,49-104 Па до 0,96-10* Па
в зависимости от концентрации £<?-.
Из-за наличия вакуума в аппаратах и высокой плотности раствора
необратимые потери действительных процессов в бромистолитиевой
холодильной машине оказываются больше, чем в водоаммиачной.
Остановимся более по-
подробно на анализе откло-
отклонения действительных про-
процессов от теоретических в
бромистолитиевой холо-
холодильной машине, рабочая
схема которой приведена
на рис. 11.19.
В отличие от теорети-
теоретических действительные
процессы характеризуют-
характеризуются следующими особеннос-
особенностями (рис. 11.20). В дей-
действительных процессах
кипение раствора в генера-
генераторе затопленного типа
идет по линии 5—4 при
переменном давлении.
Вследствие этого наблю- Рис. 11,19. Рабочая схема абсорбционной бро-
дается недовыпаривание мистолитиевой холодильной машины
раствора А£' ^ & — £г.
В связи с рециркуляцией крепкий раствор после теплообменника
(точка 8) смешивается со слабым раствором (точка 2) и образуется ра-
раствор состояния 9. В действительном процессе абсорбции жидкость в
конце процесса не достигает равновесного состояния, характеризую-
характеризующегося точкой 2*. В результате конечной скорости процесса абсорб-
абсорбции ограниченных поверхностей и времени контакта пара и абсорбента
возможно недонасыщение раствора в абсорбере Д£" — |а — £2. Рецир-
Рециркуляция раствора снижает, в свою очередь, высшую температуру
абсорбции. Недонасыщение раствора приводит к тому, что действи-
действительная величина упругости пара р& в абсорбере становится выше
упругости пара /?«, соответствующей равновесному состоянию раство-
раствора в точке 2. Кипение воды в испарителе оросительного типа протекает
при давлении р0. Разность давлений р0 — рп возникает вследствие
потерь давления в соединительном тракте между аппаратами.
Процесс 2—7 характеризует подогрев слабого раствора в тепло-
теплообменнике в результате охлаждения крепкого раствора в процессе
4—8. '
447

Как известно, оценка термодинамической эффективности всех
прямых и обратных действительных циклов осуществляется путем
сопоставления их с обратимыми циклами. Анализ внутренних и
внешних потерь в отдельных элементах машины и их оценка могут
быть наглядно показаны с помощью эксергетического метода термо-
термодинамического анализа [4].
Если для идеальных процессов прямого и обратного циклов сум-
суммарная подведенная эксергия равна отведенной, то в действитель-
действительных циклах абсорбционной ма-
машины отведенная эксергия всег-
всегда меньше подведенной
A1.30)
где Dx — внешние потери эксер-
эксергии вследствие теплообмена ме-
между источником и хладагентом
при конечных разностях темпе-
температур в аппаратах; D» — внеш-
внешние потери эксергии вследствие
теплообмена с окружающей
средой; ID3 — сумма внутрен-
внутренних потерь эксергии, связанных
с наличием необратимых про-
-цессов.
Термодинамическое совер-
совершенство циклов или отдельных
процессов оценивается эксер-
гетическим КПД
цех = Ехк/(Ехп). A1.31)
Рис. 11.20. Действительные процессы аб-
абсорбционной бромистолитиевой холодиль-
холодильной машины в g — i-диаграмме при раз-
различных ее схемах
При составлении уравнения
эксергетического баланса ма-
машины эксергия теплоты, пере-
передаваемой в каком-либо процессе
теплообмена /—2, являясь параметром процесса, вычисляется по
количеству энергии, передаваемой в форме теплоты Qj_2 при тем-
температуре процесса Тг_2 с учетом температуры окружающей среды То, с
dq7
A1,32)
где Ga — расход циркулирующего в единицу времени хладагента;
kTi — (ft — T0.c)iTi — коэффициент работоспособности теплоты
.на элементарном участке процесса; dq — удельное количество теп-
теплоты, передаваемой на элементарном участке процесса.
Внешние потери эксергии Di могут быть легко определены из
теплового баланса аппарата. Потери D2 определяются из выражения
О2 = Д<?6ТСР. A1.33)
448

Приведем термодинамический анализ эффективности совмещен-
совмещенных циклов абсорбционной водоаммиачной холодильной машины по
внешним источникам теплоты. Допустим, что внешними источниками
теплоты, определяющими температурный режим работы машины,
являются: насыщенный водяной пар, отдающий теплоту Qr в генера-
генераторе, вода, отводящая теплоту QK из конденсатора, Qa — из абсор-
абсорбера и <2Д — из дефлегматора, и теплоноситель (рассол), отдающий
теплоту Qo в испарителе.
Суммарная эксергия внешних источников теплоты в начальный
момент (без учета работы насоса) составит
2j t-Хц = *-*г. н ~Г £Хк. н Н~ *-*а. н г ^*д. н г £*о, н«
Конечные значения эксергий источников определяются исходя
из соотношения Ехк = Ехн + Д£#, где &Ех = At — ТОлС As —
приращение эксергий источника при прохождении через аппарат
машины.
Считая процессы подвода или отвода теплоты от внешних источ-
источников идущими при постоянных давлениях, приращение эксергий
можно определить так:
A£x = Q-:T0.cAs, A1.34)
где Q, As — количество теплоты и приращение энтропии каждого
из источников.
Полагая, что в генератор подается насыщенный водяной пар при
температуре 7\, а из генератора выходит конденсат в состоянии
насыщения, приращение энтропии источника в генераторе будет
^st = — Qг/T1. A1.35)
Поскольку в генераторе теплота от внешнего источника отво-
отводится, в формуле A1.35) ставится знак «минус». Следовательно,
приращение эксергий пара в генераторе
Д£хг = - Qr + 7Oi CQV/Ti = - QP G1, - То. С)/Тъ
где {Тг — TOtC)ITx = rio— термический КПД обратимого цикла,
совершаемого между источником с температурой Тг и окружающей
средой с температурой TOtC.
Конечное значение эксергий внешнего источника на выходе из
генератора определяется из выражения
£^R = £*r..!-Qr40. (H.36)
Считая, что в конденсатор подается охлаждающая вода с расхо-
расходом Gw (кг/с) при температуре окружающей среды и, воспринимая
теплоту QK, нагревается до температуры Тш, приращение ее энтро-
энтропии определится уравнением
AsK = Gw In (TJ7V с) cw Cp, (И .37)
причем QK = Gw (Tw — To. c) cwcv.
Приращение эксергий вода в конденсаторе
ЬЕхн = QK - Го. CGW In (TJTO. с) с* ср. A1.38)
15 П/р И. А. Сакуна 449

Эксергия воды на выходе из конденсатора
ExK.K = Ex«.n + QH-TOmCGwln(TjTo.c)cwcp. A1.39)
Аналогично конденсатору эксергия воды на выходе из абсорбера
и дефлегматора такова
Еха. к = Елга. н + <?а - То. CG^ In (TJT0, c) cw cp, A1.39а)
. Ехл. к - ЕхА. „ + QA - Го. сС; In (П/Го. с) Cw сР. (И .396)
Если считать, что в испаритель подается теплоноситель с расхо-
расходом Gs (при температуре Tsl) и отдает теплоту, охлаждаясь до тем-
температуры Ts2, то приращение энтропии внешнего охлаждаемого
источника в испарителе будет
Л*о = с9 cPGsrsl In (Ts2/Tsl) = - cs cpG8Tsl In (T8l/T82). A1.40)
Знак «минус» в формуле A1.40) указывает на отвод теплоты от
теплоносителя.
Приращение эксергии теплоносителя
Д£лг0 = - Qo + Cs CVGSTO. G In (Гп/TJ. A1.41)
Конечная эксергия теплоносителя
£*0. и = ExOt U-Qo + cs CVGSTO. c In (Tsl/Ts2). A1.42)
Уменьшение эксергии внешнего греющего источника в генера-
генераторе означает работу L, полученную в результате совершения пря-
прямого цикла в интервале температур 7\ и То. с при затрате теплоты Qr.
Приращениеэксергии охлаждающей воды в конденсаторе, абсорбере
и дефлегматоре равноценно соответственно работам LK, La и /,д,
затраченным на перевод источников с температуры То. с до темпера-
температуры Tw, T'Wf T'w. Приращение эксергии теплоносителя в испарителе
эквивалентно работе LOi затраченной в обратимом цикле, совершае-
совершаемом в интервале температур То.с, Tsl и Ts2 с холодопроизводитель-
ностью Qo.
Следовательно, -суммарно^ изменение эксергии внешних источ-
источников теплоты
2 о). A1.43)
Таким образом, из баланса машины по внешним источникам- теп-
теплоты эксергетический КПД может быть получен из уравнения
" A1.44)
Если приращения эксергии внешних источников в конденсаторе,
абсорбере и дефлегматоре не используются, то их необходимо отнести
к потерям. В этом случае
Я,* =!-!>£'*/£, A1.45)
где ЦД£'л:=1!Д£* + /,к+£а + 1д.
Составив эксергетический баланс машины по хладагенту, можно
определить сумму всех внутренних потерь как разность между под-
450

веденной и отведенной эксергией теплоты. Анализ внутренних по?
терь представляет наибольший интерес, поскольку он позволяет вы-
выявить их природу и наметить пути совершенствования отдельных
процессов и циклов машины. Это, в свою очередь, может наметить
пути усовершенствования схемы машины и дальнейшего улучшения
конструкции аппаратов.
Определение и анализ внутренних необратимых потерь можно
проиллюстрировать на примере рассмотрения процессов водоам-
миачиой холодильной машины. Аналогичный анализ возможен и
для бромистолитиевой абсорбционной холодильной машины.
Принимается, что процессы кипения раствора и хладагента в ге-
генераторе и испарителе не имеют внутренней-необратимости.
Процесс абсорбции сопровождается внутренними необратимыми
потерями, связанными со смешением пара и жидкости, находящихся
в неравновесном состоянии. Эти потери можно определить из выра-
выражения
D'cm = Ga (eXA ~ ***)• (П -46)
где ехА — удельная суммарная эксергия пара и жидкости до про-
процесса смешения; ехГу — удельная эксергия смеси.
С учетом адиабатического протекания процесса выражение A1.46)
можно привести к виду
°*см—°*То.о(&б-*л). A1.46а)
Построив процесс смешения в s—Г-диаграмме, можно определить
возрастание энтропии.
Внутренними необратимыми потерями характеризуется процесс
ректификации пара, необходимой для повышения его концентрации.
Так как ректификация связана с понижением температуры пара без
производства внешней работы, то такой переход теплоты на более
низкий температурный уровень является необратимым. Необрати-
Необратимые потери процесса ректификации определяются как разность под-
подведенной и отведенной эксергии по выражению
' AМ7)
где вычисление эксергии на каждом элементарном участке процесса
ректификации ведется с учетом температурного потенциала и коли-
количества пара и флегмы на этом участке.
Необратимыми являются процессы дросселирования слабого
раствора и хладагента. Потери от дросселирования определяются
разностью эксергии в начале и в конце процесса.
Вследствие того, что процессы дросселирования — изоэнтальпий-
ные, потери в этих процессах могут быть вычислены по уравнению,
аналогичному A1.46а). Они легко определяются при изображении
процессов в s—Г-диаграмме.
Из-за конечной площади поверхности теплообмена и различных
количеств слабого и крепкого растворов процесс теплообмена в тепло-
15* 451

обменнике растворов также является необратимым. Необратимые
потери в теплообменнике определяются по уравнению
где ехя^% — удельная эксергия теплоты, отводимой от слабого рас-
раствора; ехдм — удельная эксергия теплоты, подводимой к крепкому
раствору.
Аналогично определяются необратимые потери в парожидкостном
рекуперативном теплообменнике.
§ 11.7. Конструкции и особенности расчета
основных аппаратов абсорбционных
холодильных машин
Абсорбционные водоаммиачные холодильные машины в настоя-
настоящее время в СССР серийно не выпускаются и изготавливаются от-
отдельными партиями, в основном для типовых технологических линий
в химической промышленности. В соответствии с утвержденным
ОСТ 26.03—286—77 условное обозначение этих машин включает
в себя наименование (АВХМ), холодопроизводителыюсть (в тыс.
ккал/ч), температуру кипения, исполнение генератора в зависимости
от греющего источника ([ — водяной пар, II — горячая вода, III —
парогазовые смеси), указание способа охлаждения конденсатора
водой (К) или воздухом (В).
ВНИИхолодмашем разработан параметрический ряд абсорбцион-
абсорбционных водоаммиачных машин [46], включающий следующие значения
холодоироизводлтельности [кВт (тыс. ккал/ч) ]: 580 E00), 1160 A000),
1860 A600), 2900 B500), 4650 D000), 7330 F300), 9280 (8000). По тем-
температурам кипения принято четыре расчетных режима: —5, —15,
—25 и —45 °С при температурах конденсации 35 °С (водяное охла-
охлаждение) и 48 °С (воздушное охлаждение). В то же время в СССР раз-
различными организациями разработано и находится в эксплуатации
значительное число машин, характеристика которых существенно
отличается от приведенной выше как по холодоироизводительности,
так и но режиму работы.
Аппараты абсорбционной машины но принципу действия делят
на затопленные и пленочные (оросительные). По конструкции аппа^
раты делятся на вертикальные и горизонтальные кожухотрубные,
кожухозмеевиковые, элементные и двухтрубные [46].
Рассмотрим конструкции основных аппаратов водоаммиачных
холодильных машин. Для их изготовления применяются те же ма?
териалы, что и для аппаратов аммиачных компрессорных холодиль-
холодильных и теплонасосных машин.
Генераторы. Назначением генератора является выпаривание
хладагента из крепкого водоаммиачного раствора. По принципу
действия и конструкции аппарат может быть любого из перечислен-
перечисленных выше типов. На рис. 11.21 показан горизонтальный кожухо-
452

о * о о
453

Рмс. 11.22. Вертикальный пленочный
хотрубный генератор
454
кожу-
трубный генератор затоп-
затопленного типа, обогревае-
обогреваемый дымовыми газами.
Они проходят внутри тру-
трубок аппарата, а в межтруб-
' ном пространстве кипит
раствор. Непосредственно
к корпусу аппарата кре-
кренится ректификационная
колонна. Генератор снаб-
снабжается защитной автома-
автоматикой, закрывающей вы-
выход слабого раствора из
аппарата и отключающей
подачу греющего газа в
случае внезапной останов-
остановки насоса крепкого рас-
раствора и повышения темпе-
температуры греющего газа вы-
выше 300 °С.
Значительно эффектив-
эффективнее генераторы с пленоч-
пленочным орошением горизон-
горизонтальной и особенно верти-
вертикальной конструкции. На
рис. 11.22 показан верти-
вертикальный пленочный кожу-
хотрубный генератор, со-
состоящий из трех элементов.
В верхней части аппарата
установлена ректифика-
ректификационная колонна, под
ней — кипятильник, а
внизу кубовая часть (сбор-
(сборник слабого раствора). В
верхнюю часть межтруб-
межтрубного пространства кипя-
кипятильника подается грею-
греющий водяной пар, а кон-
конденсат стекает вниз и
отводится из аппарата.
Крепкий раствор подается,
на насадку из фарфоровых
колец в нижней части рек-
ректификационной колонны
и, пройдя через нее, сте-
стекает пленкой по внутрен-
внутренней поверхности трубок
кипятильника, скаплй-

ваясь затем в кубовой части генератора. Водоаммиачный пар, об-
образующийся при кипении раствора, поднимается по трубкам вверх
и пройдя насадку и колпачковые ректификационные тарелки, за-
заполненные стекающей холодной флегмой из дефлегматора, повышает
свою концентрацию и выходит из аппарата через верхний патрубок.
Дефлегматоры. Конструктивно они могут быть выполнены го-
горизонтальными кожухотрубными, элементными, кожухозмеевико-
выми или двухтрубными. Главным критерием выбора конструкции
аппарата является осуществление в нем противотока между водоам-
миачным паром и охлаждающей средой (водой или холодным креп-
крепким раствором). Немаловажную роль в эффективности теплообмена
играет скорость движения сред, которая для пара должна быть не
ниже 1—1,5 м/с, а для охлаждающей среды не ниже 0,4—0,5 м/с.
В то же время во избежание уноса флегмы в конденсатор скорость
пара не должна превышать 2,5 м/с. Для свободного слива флегмы
в ректификационную колонну дефлегматор должен быть установлен
выше колонны.
Абсорберы. По принципу действия абсорберы делятся на затоп-
затопленные барботажные и пленочные. По конструкции они бывают ко-
кожухотрубными, кожухозмеевиковыми, элементными и двухтруб-
двухтрубными.
Горизонтальный кожухотрубпый барботажный абсорбер затоп-
затопленного типа заполняется раствором на 75—85 % объема межтруб-
межтрубного пространства. Слабый раствор подается сверху, а аммиачный
пар — через коллектор в нижнюю часть аппарата в специальные
барботеры, распределяющие поток пара по всей длине обечайки.
Крепкий раствор отводится из нижней части аппарата. Охлаждаю-
Охлаждающая вода поступает в трубки, делая несколько ходов. Недостатками
аппарата являются наличие большого гидростатического напора и
малая интенсивность тепло- и массообмена.
На рис. 11.23 показан элементный пленочный абсорбер, состоящий
из четырех кожухотрубных элементов, расположенных один над
другим. Слабый раствор поступает в межтрубное пространство верх-
верхнего элемента, попадает в оросительное корыто и орошает располо-
расположенные под ним теплообмеиные трубки, п<5 которым проходит охла-
охлаждающая вода. Оросительное корыто имеется в каждом элементе.
Аммиачный нар поступает в межтрубное пространство элементов
через специальные коллекторы и поглощается стекающим по трубкам
раствором. Под абсорбером устанавливается ресивер крепкого рас-
раствора.
Имеются конструкции пленочных абсорберов, где оросительное
корыто заменяют форсунками, разбрызгивающими слабый раствор
и увеличивающими тем самым площадь поверхности контакта его
с паром хладагента. Эффективная работа пленочных абсорберов
достигается при плотности орошения труб раствором выше
150 л/(м-ч).
Теплообменники, Теплообменники растворов и парожидкостные
теплообменники выполняются двухтрубными, элементными или го-
горизонтальными кожухотрубными. С целью уменьшения потерь теп-
455

лоты в окружающую среду слабый горячий раствор в них проходит
по трубкам, а крепкий — в межтрубном пространстве. Скорость
растворов принимается не ниже 0,5 м/с. В парожидкостных тепло-
теплообменниках пар из испарителя обменивается теплотой g жидкостью
из конденсатора. Пар в них проходит в межтрубном пространстве и
имеет скорость 10—15 м/с. Вследствие малых значений коэффициен-
коэффициентов теплоотдачи со стороны пара наружная поверхность теплообмен*
ных трубок оребряется.
У Крепнии Водсаммисчныи
f рсствор. Вь 2Ь0
Рис. 11.23. Элементный пленочный абсорбер
Испарители. В абсорбционных водоаммиачных холодильных ма-
машинах возможно использование аммиачных испарителей компрес-
компрессорных машин. Особенностью работы аппарата является необхо-
необходимость отвода флегмы, которая непрерывно накапливается в испа-
испарителе вследствие того, что в него поступает не чистый хладагент.
Поскольку в испарителе отсутствует загрязнение маслом, коэф-
коэффициент теплопередачи в нем выше, чем в испарителе компрессорной
. холодильной машины.
Конденсаторы. В качестве конденсаторов в абсорбционных водо-
аммиачных машинах применяются аппараты тех же конструкций,
что и в компрессорных холодильных машинах.
- Воздухоотделители. Так как наличие воздуха в системе резко
ухудшает работу абсорбционных машин, для его удаления применяют
воздухоотделители, а в бромистолитиевых машинах устанавливают
456

16
еще и вакуум-насосы. Принцип действия воздухоотделителя основан
на поглощении пара хладагента из паровоздушной смеси охлажден-
охлажденным слабым водоаммиачным раствором. Аналогичный принцип дей-
действия и у воздухоотделителей бромистолитнсвых холодильных ма-
машин.
Разработанный ВНИИхолодмашем параметрический ряд абсорб-
абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин содержит следую-
следующие производительности, кВт
(тыс. ккал/ч): 290 B50), 580 E00),
1160 A000), 1860 A600), 2900
B500), 5800 E000).
В настоящее время в СССР се-
серийно выпускаются абсорбцион-
абсорбционные бромистолитиевые холодиль-
холодильные машины АБХА-1000, АБХА-
2500 и АБХА-5000. Машины пред-
предназначены для получения холод-
холодной воды с температурой 280 К
при температуре охлаждающей
воды 299 К и температуре грею-
греющего источника (горячей воды)
363—393 К. Генератор может обо-
обогреваться также насыщенным па-
паром с давлением 0,14—0,16 МПа.
Машины типа АБХА разработаны
ВНИИхолодмашем.
Остановимся на описании наи-
наиболее характерных конструкций
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин.
• Конструкция агрегатов абсорбционной бромистолитиевой холо-
холодильной машины АБХА-2500 и ее основных аппаратов. Принципиаль-
Принципиальная схема и циклы абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины АБХА-2500 приведены на рис. 11.19 и 11.20. Циклы ма-
машины осуществляются с кипением раствора в генераторе затоплен-
затопленного типа, а процессы в абсорбере совершаются с рециркуляцией
слабого раствора. Конструкция агрегата машины и ее основных аппа-
аппаратов приведены на рис, 11.24. Особенности протекающих в аппара-
аппаратах процессов определяют конструкцию агрегата. Для снижения
гидравлических сопротивлений проходу пара и достижения макси-
максимальной компактности агрегата генератор 14 с конденсатором J6,
а также испаритель 4 с абсорбером 7 объединены в соответствующие
блоки. Блок генератора-конденсатора устанавливается на блоке
абсорбера-испарителя. Генератор машины выполняется затоплен-
затопленным для снижения интенсивности коррозии при высоких температу-
температурах материала труб и корпуса, изготовленных из углеродистой стали.
Для снижения отрицательного влияния гидростатического столба
раствора на величину недовыпаривания и его температуру кипения
генератор выполняется двухъярусным. Высота каждого яруса соста-
457
11
8
Рис. 11.24. Конструкция агрегата ма-
машины АБХА-2500 и ее основных ап-
аппаратов

вляет около 300 мм. При обогреве генератора водой подача ее осуще-
осуществляется сначала в нижний ярус 3, а затем — в верхний 15. Слабый
раствор подается в верхний ярус по трубопроводу 2. Верхний ярус
снабжен поддоном с двойными боковыми стенками, образующими
между собой щели по всей длине аппарата, через которые раствор
переливается в нижний ярус. Внутренние стенки поддона имеют
большую высоту и в нижней части снабжены отверстиями для пере-
перетекания раствора в щели между стенками.
Для поддержания уровня раствора в нижнем ярусе корпус гене-
генератора снабжен переливным устройством, позволяющим отводить
из генератора концентрированный раствор с высшей температурой
кипения. Условия работы конденсатора такие же, как и у конденса-
конденсаторов паросиловых энергоустановок. Компоновка трубного пучка
конденсатора выполнена ленточной, что позволяет снизить гидрав-
гидравлические потери при конденсации пара на трубах, расположенных
внутри ленты, и осуществить эффективный отбор паровоздушной
смеси через коллектор по трубопроводу 1, а конденсат стекает из
поддона аппарата по трубопроводу. Трубный пучок испарителя яв-
является симметричным относительно вертикальной оси и имеет два
значения шага труб: меньший шаг — в глубине трубного пучка и
больший — на периферии, что позволяет снизить скорость пара на
выходе из межтрубного пространства и благодаря этому уменьшить
гидравлическое сопротивление проходу пара. Трубный пучок испа-
испарителя расположен над трубным пучком абсорбера, для того чтобы
исключить заброс капель раствора в хладагент. Так как теплота
парообразования хладагента (воды) велика, то образующегося при
кипении раствора в генераторе количества хладагента недостаточно,
чтобы оросить трубки испарителя с требуемой плотностью орошения.
Вследствие этого осуществляют рециркуляцию воды через испаритель
и подводят ее к распылительному коллектору с форсунками по трубо-
трубопроводу 13. Отвод воды на рециркуляцию осуществляют из поддона
испарителя по трубопроводу 12. Во избежание уноса капель воды из
испарителя в абсорбер боковые трубные пучки испарителя ограждены
вертикальными жалюзийными решетками 5 по всей длине аппарата.
Теплопередающая поверхность абсорбера представляет собой
ленточную компоновку трубного пучка, а малое число рядов труб
в пучке и наличие широкого фронта натекания паров по всему на-
наружному контуру приводят к снижению гидравлических потерь.
Трубный пучок выгораживает зону отбора паровоздушной смеси,
обеспечивая возможность кратчайшим путем с помощью коллектора
выводить неабсорбируемые газы по трубопроводу //. Расположение
коллектора в центральной части трубного пучка не препятствует
орошению трубок и не нарушает процесса абсорбции. Смешанный"
раствор подается в абсорбер по трубопроводу 6 и распыляется фор-
форсунками над трубным пучком. Крепкий раствор по трубопроводу 9
вводится в абсорбер и в нижней части одной из секций смешивается
по слабым раствором. Смешанный раствор отводится из той же сек^
ции по трубопроводу S, а слабый — из другой секции — по трубо-
трубопроводу 10.
458

18
Теплообменник растворов располагается под блоком абсорбера-
испарителя, выполнен кожухотрубным, многоходовым по межтрубг
ному и трубному пространствам с целью уменьшения объема для
заполнения раствора выполнен прямоугольным.
Конструкция агрегата абсорбционной бромистолитиевой холо-
холодильной машины АБХА-5000 и ее основных аппаратов. Конструк-
Конструкция агрегата машины и ее основных аппаратов приведены на
рис. 11.25. Агрегат выполнен вытянутым по вертикали с полуовалом
в верхней и нижней частях и состоит из двух блоков: генератора-кон-
генератора-конденсатора и абсорбера-испари-
абсорбера-испарителя; плоское днище генерато-
генератора 16 стыкуется с плоской верх-
верхней частью абсорбера 15, что
позволяет сократить размеры
агрегата и разместить теплооб-
менные пучки генератора в один
слой. Конденсатор 18 выполнен
с ленточной компоновкой труб-
трубного пучка. Испаритель 14 рас-
располагается в центре блока аб-
абсорбера-испарителя с вытяну-
вытянутым по вертикали трубным
пучком и огражден с боков
двухрядными жалюзи 9, предо-
предотвращающими унос капель во-
воды в полости абсорбера 8 и
заброс капель раствора из поло-
полостей абсорбера. Водораствор-
ныетеплообменники 7 абсорбера
размещены по периферии кор-
корпуса блока абсорбера-испарите-
абсорбера-испарителя на вертикальных его сторо-
сторонах. Распыление смешанного
раствора осуществляется форсунками, установленными на вертикаль-
ных трубах 6, в которые подается переохлажденный раствор. Блок аб-
абсорбер-испаритель разделен поперечными и продольной перегородкой
на шесть изолированных по паровому пространству ступеней. Переох-
Переохлажденный раствор после распыления насыщается парами воды из со-
соответствующей ступени испарителя, что позволяет осуществить сту-
ступенчатые процессы абсорбции и кипения. Каждая из шести ступеней
является автономной и имеет свой рециркуляционный растворный
насос. Уровень раствора в генераторе поддерживается постоянным
с помощью переливного устройства 3. Для исключения уноса капель
раствора из генератора в конденсатор между ними установлены жа-
люзийные решетки 2. Отбор неконденсирующихся газов осущест-
осуществляется по трубопроводу 1, подвод слабого раствора в генератор —
по трубопроводу 17; отвод крепкого раствора — по трубопроводу
4\ подача смешанного раствора для переохлаждения в теплообмен-
теплообменниках абсорбера — по трубопроводам 5; подвод крепкого раствора
459
12 If #v
Рис. 11.25. Конструкция агрегата маши-
машины АБХА-5000 и ее основных аппаратов

для смешения со слабым — по трубопроводу 12; отвод смешанного
раствора из отсека абсорбера — по трубопроводу 13; рециркулируе-
мая вода из поддона испарителя отводится по трубопроводу 10, сла-
слабый раствор из полостей абсорбера — по трубопроводу //. Тепло-
Теплообменник растворов для охлаждения крепкого и нагрева слабого
растворов конструктивно выполнен таким же, как и в машине
АБХА-2500.
Тепловой расчет аппаратов осуществляется таким же образом,
как и теплообменных аппаратов компрессорных и пароэжекторных
. холодильных машин.
Тепловой расчет генератора связан с опреде-
определением коэффициентов теплоотдачи от греющего источника к стенке
теплообменных трубок и от стенки к раствору в процессе его кипения.
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара, служащего
греющим источником, определяется по известным методикам расчета
конденсаторов энергоустановок. Коэффициент теплоотдачи при ки-
нении водоаммиачного раствора на горизонтальных трубках в за-
затопленном аппарате определяется по номограмме, предложенной
В. Н. Филаткиным. В вертикальных пленочных генераторах водо-
аммиачных машин коэффициент теплоотдачи от кипящего раствора
к стенке определяется зависимостью, предложенной А. В. Вургафтом
и Л. В, Галимовой,
Коэффициент теплоотдачи со стороны водного раствора броми-
бромистого лития, кипящего в межтрубном пространстве затопленного
генератора, определяется по данным И. И. Чернобыльского.
Коэффициент теплоотдачи к стекающей и кипящей на горизон-
горизонтальных трубках пленке раствора в оросительном генераторе броми-
столитиевой машины определяется по формуле В. Т. Грицака или
А. Р. Дорохова [14].
Коэффициент теплоотдачи со стороны водоаммиачного раствора
в пленочном абсорбере кожухозмеевикового типа можно определять
по зависимости, предложенной Ю. Д. Марусейцевым. Коэффициент
теплоотдачи со стороны водоаммиачного раствора, отнесенный к вну-
внутренней поверхности трубки в кожухотрубном барботажном абсор-
абсорбере, определяют по зависимости, предложенной Р. Л. Данило-
Даниловым [3 ].
Коэффициент теплоотдачи со стороны стекающей по наружной
поверхности горизонтальных трубок пленки водяного раствора бро-
бромистого лития в оросительном абсорбере определяют по зависимости,
предложенной Г. Г. Овенко и Г. Г. Балицким.
§ 11.8. Характеристики и регулирование
абсорбционных холодильных машин
Характеристикой абсорбционной холодильной машины назы-
называется зависимость ее холодопроизводительности от температур ох-
охлаждающей и греющей воды (или давления насыщенного пара) и
температуры охлаждаемого источника. Наряду с зависимостью хо-
460

лодопроизводителыюсти от указанных параметров внешних источ-
источников могут быть представлены также дополнительные характери-
характеристики машины, отражающие зависимость производительности от
расходов внешних источников и других показателей (плотностей
орошения трубок абсорбера, испарителя, генератора, кратности цир-
циркуляции раствора и других внутренних параметров циклов). Ха-
Характеристики машины необходимы для анализа эффективности ее
работы в режимах, отличающихся от номинального, оценки влияния
отдельных параметров на производительность с целью совершен-
совершенствования процессов и отдельных элементов аппаратов, а также для
Twf3Q1K
303
120 ЮО 80 60 00,% 363 373
тм>к
277 273 281 283 T$2)K
Рис. 11.26. Относительные характеристики абсорбционной бромистолитиевой холо-
холодильной машины при обогревании генератора парам или горячей водой (а) и при
обогревании водой (б) в диапазоне температур 363—393 К
правильного выбора машины при проектировании холодильных
станций для конкретных объектов, так как при выполнении технико-
экономического сопоставления различных типов холодильных ма-
машин одним из основных условий является наличие их характерис-
характеристик.
На рис. 11,26 приведены относительные характеристики абсорб-
абсорбционной бромистолитиевой холодильной машины. С их помощью
можно определить, на сколько увеличится или уменьшится (%)
производительность машины относительно номинального значения,
принятого за 100 %. Из приведенных характеристик следует, что
холодопроизводительность машин в значительной степени зависит
от изменения температуры охлажденной воды Ts2 на выходе из ис-
испарителя и от изменения температуры охлаждающей воды Twl на
входе в абсорбер. Изменение температуры греющей воды Thl на
входе в генератор оказывает меньшее влияние на изменение холо-
допроизводительности, чем указанные выше температуры Ts2
и TwV
При наличии греющих источников с температурой 140—150 СС
и выше термодинамически выгоднее осуществить цикл абсорбцион-
абсорбционной бромистолитиевой машины для получения холода со ступенча-
ступенчатыми процессами генерации, благодаря чему повышается тепловой
коэффициент. При этом раствор выпаривается последовательно
в двух'или более ступенях генератора, где давление изменяется от
461

более высокого в верхней ступени до более низкого, определяемого
температурой охлаждающей воды. Благодаря этому теплота конден-
конденсации хладагента частично используется в цикле машины. Прин-
Принципиальная схема абсорбционной бромистолитиесой холодильной
машины с двухступенчатой генерацией раствора приведена на
рис. 11.27, я. В обычную схему машины типа АБХА-2500 добав-
добавляется ступень высокого давления, включающая генератор высокого
давления /\ и растворный теплообменник ТО%. Процессы машины
Рис. И.27. Принципиаль-
Принципиальная схема (й) и действи-
действительные процессы в £ — I-
диаграмме (б) абсорбци-
абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины с
двухступенчатой генера-
генерацией раствора:
1 —■ конденсатор; 2 *— испаритель; 3 — абсорбер; Г,, Гг — генераторы ступени высо-
высокого и низкого давления; ТОг, ТО2 — растворные теплообменники
в области раствора осуществляются следующим образом (рис. 11.27,
б) ; 2—7 — подогрев слабого раствора в теплообменнике Т0г\ 7—7'—
подогрев слабого раствора в теплообменнике Т02\ Т—5'—4' — про-
процесс подогрева и кипения раствора до промежуточной концентрации
в ступени высокого давления /\; 4'— 8' — охлаждение раствора
с промежуточной концентрацией в теплообменнике Т02\ 8'—5—4 —
процесс кипения раствора в генераторе низкого давления Г2; 4—8 —
процесс охлаждения крепкого раствора в теплообменнике Т0г\
8—2 — смешение крепкого и слабого растворов с образованием сме-
смешанного раствора состояния 9; 9—10 — адиабатно-изобарный про-
процесс десорбции пара; 10—2 — процесс абсорбции пара в абсор-
абсорбере.
При параллельной подаче раствора в ступени генератора после
теплообменника ТО1 процесс кипения его в ступени генератора /\
осуществляется в направлении 5'—4\ а в ступени генератора Г2 —
в направлении 5"—4. В настоящее время проведены теоретические
л экспериментальные исследования процессов машин с двухступен-
двухступенчатой генерацией раствора 16, 461, создан и испытан опытно-про-
462

мышленный образец. Теоретический тепловой коэффициент машины
с двухступенчатой генерацией раствора при последовательной подаче
его через ступени высокого и низкого давлений в зависимости от
параметров внешних источников имеет оптимальное значение 1,50—
1,65, т. е. в 1,5—1,8 раза выше для машины с одноступенчатой гене-
генерацией раствора, работающей при более низкой температуре грею-
греющего источника. Таким образом, при наличии на предприятиях
сбросных источников теплоты с температурой на 20—30 СС выше
необходимой для работы машины с одноступенчатой генерацией рас-
раствора, по условиям термодинамической и экономической эффек-
эффективности следует применять машину с двухступенчатой генерацией
раствора. Действительное значение теплового коэффициента опыт-
опытно-промышленной машины с двухступенчатой генерацией раствора
при параллельной его подаче в ступени высокого и низкого давле-
давлений, разработанной ВНИИхолодмашем и ИТТФ АН УССР,
составляет 1,18—1,25. Необратимые потери действительных
процессов машины имеют такой же характер, как и рассмотренные
ранее.
Как известно, энергетическая эффективность холодильной ма-
машины зависит от температурного режима ее работы. Задачей регу-
регулирования является установление taKoro режима, при котором опре-
определенным параметрам внешних источников соответствуют строго
определенные параметры хладагента и абсорбента, соответствующие
максимальному значению теплового коэффициента. Так, например,
при определенных температурах кипения и конденсации хладагента
и, следовательно, известном значении его удельной массовой холодо-
производительности тепловой коэффициент машины будет макси-
максимальным при минимальной тепловой нагрузке на генератор. Удель-
Удельная теплота последнего складывается из энтальпии пара, покида-
покидающего дефлегматор, теплоты ректификации и теплоты, необходимой
для подогревания раствора в процессе его кипения, которая для во-
доаммиачных машин определяется из выражения
^ £,. — 1а ^1# (П-49)
£г__ t— ^ £,. — 1а ^1#
При неизменной температуре охлаждающей воды (окружающей
среды) можно считать постоянными: температуру и давление конден-
конденсации пара в конденсаторе, температуру пара на выходе из дефлег-
дефлегматора и температуру крепкого раствора на выходе из абсорбера.
Следовательно, постоянными будут также концентрации крепкого
раствора £, и пара \е* и их энтальпии. Отсюда следует, что темпе-
температура и энтальпия крепкого раствора в начале кипения в генера-
генераторе (точка /°) также будут постоянными. Таким образом, тепловая
нагрузка на генератор зависит от концентрации слабого раствора
на выходе из аппарата.
С понижением концентрации слабого раствора £а уменьшается
значение <?Нагр» так как расширяется зона дегазации (£г — £а).
В то же время возрастает нагрузка qv на ректификатор и дефлегма-
463

тор по той причине, что с понижением концентрации увеличивается
количество водяного пара, образующегося при кипении раствора,
уменьшается кратность циркуляции раствора и, следовательно,
ухудшается процесс ректификации пара в ректификационной колонне
генератора.
Следовательно, при регулировании работы машины необходимо
поддерживать температуру греющего источника такой, чтобы высшая
температура кипения раствора в генераторе (точка 2) соответство-
соответствовала оптимальной кратности циркуляции, соответствующей макси-
максимальному значению теплового коэффициента. Оптимальная крат-
кратность циркуляции раствора поддерживается регулированием про*
изводительности насоса крепкого раствора.

Глава 12
РЕГУЛИРОВАНИЕ И АВТОМАТИЗАЦИЯ.
АГРЕГАТИРОВАНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Задача регулирования холодильной машины состоит в том,
чтобы добиться поддержания определенной температуры охлаждае-
охлаждаемого объекта, которая имеет тенденцию изменяться под воздействием
внутренних и внешних теплопритоков.
Системы автоматизации решают комплекс задач по управлению
работой холодильной машины. Автоматическое регулирование
холодильной машины позволяет обеспечить точность поддержания
заданных параметров, что сокращает потери продуктов в холодиль-
холодильной камере, способствует сохранению их качества, снижает эксплуа-
эксплуатационные затраты, увеличивает срок службы холодильного обору-
оборудования в результате поддержания оптимального режима его экс-
эксплуатации. Применение приборов автоматической защиты позволяет
предупредить аварийные режимы.
§ 12.1. Регулирование работы холодильных машин
Способы регулирования холодопроизводительности. Установ-
Установление температуры в охлаждаемом помещении. Температура охлаж-
охлаждаемого объекта зависит от температуры кипения рабочего вещества,
которая самоустанавливается в зависимости от производительности
компрессора, испарителя и конденсатора. На рис. 12.1 показана
зависимость холодопроизводительности компрессора QK и испари-
испарителя Qo от температуры кипения при постоянной температуре кон-
конденсации. Пересечение линий Ql{ и Qoi определяет рабочую точку А.
Перпендикуляр, опущенный из точки А на ось абсцисс, дает значе-
значение температуры кипения То. При этом линия, характеризующая
расходную характеристику дроссельного вентиля <?лр, должна про-
проходить через точку Л. Если изменится зависимость компрессора
QK = / (TQ) и станет QKi = /i (TQ) (рис. 12.1) при неизменной харак-
характеристике испарителя Qo = / G*0), то рабочая точка переместится
в точку А-у и температура кипения примет повое значение Тоз. Рас-
Расходную характеристику дроссельного вентиля необходимо изме-.
нить таким образом, чтобы она проходила через точку Аг. Здесь сле-
следует подчеркнуть пассивную роль дроссельного вентиля. Темпера-
Температура кипения устанавливается не в результате степени открытия
дроссельного вентиля, а в результате изменения холодопроизводи-
465

и
тельности компрессора. Степень открытия дроссельного вентиля
должна соответствовать рабочей точке холодильной машины. В про-
противном случае машина будет работать в неустановившемся режиме.
Установление нового значения температуры кипения Т01 может
произойти и при изменении характеристики испарителя Qo = / (^о)-
Такое же значение температуры кипения Т01 установится в испари-
испарителе холодильной машины, если при зависимости компрессора QK =»
= / (TQ) характеристика испарителя Qo = / (То) изменится и станет
Qo2 = fj (To) (рис. 12.1). Расходная характеристика дроссельного
вентиля также должна измениться и принять новое значение Bдр2*
Таким образом, для изменения температуры в охлаждаемом по-
помещении или для поддержания в нем постоянной температуры (при
изменении теплопритоков в этом
помещении) необходимо изменять
холодопроизводительность ком-
компрессора (или компрессоров), т. е.
регулировать их холодопроизво-
холодопроизводительность. Различают две си-
системы изменения холодопроизво-
дителъности: плавную и позицион-
позиционную (ступенчатую).
Плавное регулирование холодо-
производишельносши. Этот способ
регулирования может реализовать-
реализоваться в компрессионных холодиль-
холодильных машинах с помощью внешних
и встроенных устройств.
К внешним относят регу-
регулирующие устройства, устанавли-
устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасываю-
всасывающую (байпасы). Регулирование холодопроизводительиости перепу-
перепуском пара из линии нагнетания в линию всасывания (байпасирова-
ние) практически можно использовать на всех компрессионных холо-
холодильных машинах. Однако этот способ регулирования невыгоден
из-за потерь потенциальной энергии сжатого пара. Кроме того, по-
повышается температура всасывания, что увеличивает работу сжатия
и ведет к повышению температуры нагнетания. Регулирование в этом
случае осуществляется посредством установки регулирующих вен-
вентилей между линиями нагнетания и всасывания, которые откры-
открываются и закрываются по сигналу от датчика давления или темпе-
температуры.
К внешним устройствам относят также дросселирование пара на
всасывании, которое состоит в том, что компрессор с помощью авто-
автоматического регулятора давления переводится на работу с более
низким давлением всасывания, в результате чего его холодопроиз-
холодопроизводительность уменьшается. Эта система имеет ограниченное при-
применение, так как при понижении давления всасывания увеличи-
увеличивается степень повышения давления и температурная напряжен-
напряженность компрессора. Это ведет к снижению холодильного коэффициен-
466
То т<п т
Рис. 12.1. Установление температуры
кипения в испарителе холодильной ма-
машины

T02-Z.-T-Z
Рис. 12.2. Периодическая работа холо-
холодильной машины
та. Дросселирование на всасывании применяется при необходи-
необходимости регулирования холодопроизводителыюсти. на компрессорах,
не оборудованных специальными устройствами.
Перспективным является регулирование холодопроизводитель-
иостн путем изменения частоты вращения привода компрессора, что
также относится к внешним устройствам.
Встроенными являются устройства, изменяющие вну-
внутренние параметры компрессоров. В поршневых компрессорах могут
применяться золотники, связывающие полость цилиндра с всасы-
всасывающей полостью, а также устройства, плавно изменяющие мертвый
объем цилиндров. В винтовых компрессорах золотник изменяет эф-
эффективную длину винтов, в
результате чего регулируется
холодопроизводителыюсть, В
центробежных компрессорах
применяют входной регулирую-
регулирующий аппарата и диффузор с по-
поворотными лопатками.
В теплоиспользующих хо-
холодильных машинах для плав-
плавного регулирования холодо-
производительности исполь-
используются управляемые клапаны,
изменяющие расход греющих
или охлаждающих сред.
Плавное регулирование хо-
холодопроизводителыюсти используется, как правило, в системах 'с
малой тепловой инерцией и с быстро изменяющейся нагрузкой.
Позиционное (ступенчатое) регулирование холодопроизводитель-
ности. Эта система меняет холодопроизводительность скачками (сту-
(ступенями). В зависимости от числа ступеней могут быть двух-, трех-
и многопозиционные системы. Позиционное регулирование по своим
свойствам может приближаться к плавному в том случае, когда
размах колебаний мал, а частота относительно велика.
Позиционное изменение холодопроизводителыюсти используется
в основном в холодильных машинах с поршневыми компрессорами.
Наиболее распространенным является способ «пуск—остановка*
компрессора. Если в холодильной машине один компрессор, то осу-
осуществляется двухпозиционное регулирование, если несколько—
многопозиционное.
Рассмотрим двухпозиционное регулирование. При периодиче-
периодической работе холодильной машины (рис. 12.2) температура кипения То
понижается от То1 до Г02. Компрессор останавливается, когда тем-
температура кипения достигает значения Т0.ъ но теплоприток к испари-
испарителю продолжается. После того как температура рабочего вещества
в испарителе снова достигает значения Т01, компрессор включается
и период повторяется. Таким образом, каждый период тц состоит
из двух частей: первой части, в которой компрессор включен (тр),
и второй части, в продолжение которой компрессор не работает (тнр).
467

После пуска холодильная машина проходит две стадии: неупоря-
неупорядоченный процесс и упорядоченный процесс неустановившегося
теплового состояния, К первой стадии следует отнести период раз-
разгона компрессора, переход дроссельного устройства в рабочее поло-
положение, время заполнения испарителя до нормы жидким рабочим
веществом или удалении избыточного количества жидкого рабочего
вещества. После завершения первой стадии наступает вторая, кото-
которая длится до выключения компрессора и характеризуется постоян-
постоянным понижением температуры кипения.
Периодическая работа холодильной машины рассматривается
в специальной литературе 17, 43].
В настоящее время достаточно широко распространен способ
изменения холодопроизводительности отключением части ци-
цилиндров в многоцилиндровых компрессорах. Отключение цилиндров
происходит путем отжима всасывающих клапанов с помощью
механических толкателей, которые приводятся в ■ движение
гидравлическим, пневматическим или электромагнитным приво-
приводами.
В отечественном холодильном машиностроении для холодильных
машин с поршневыми компрессорами применяют разработанную
ВНИИхолодмашем систему электронного регулирования произво-
производительности компрессоров. В основу этого регулирования положен
принцип воздействия на всасывающие клапаны электромагнитного
поля 145].
Построение характеристик холодильных машин. При проектирова-
проектировании систем автоматического регулирования холодильных машин
необходимо знать ее характеристику. В каталогах холодильного
оборудования и другой специальной литературе приводятся зависи-
зависимости холодопроизводительности Qo и потребляемой мощности Ne
от температуры кипения То при постоянных значениях температуры
конденсации Тк. Однако эти зависимости не могут являться харак-
характеристиками холодильной машины, так как в них не отражена связь
с окружающей средой и источником низкой температуры.
Характеристикой машины является зависимость холодопроиз-
холодопроизводительности, расхода энергии, охлаждающей воды или воздуха.
от внешних условий, т. е. от температуры окружающей среды и
источника низкой температуры.
Построение характеристик должно базироваться на уравнении
теплового баланса холодильной машины, когда меняются во времени
параметры рабочего вещества и внешних источников. Уравнение
теплового баланса должно отражать изменение тепловых нагрузок,
связанных с теплоемкостями объекта охлаждения и самой машины.
Это усложняет решение задачи, однако, если ввести ряд допущений,
то приближенное построение характеристики машины становится
сравнительно простым. Таким допущением является ступенчатое
рассмотрение режима работы, т. е, замена нестационарного режима
рядом стационарных 147].
На рис. 12.3 показана характеристика холодильной машины,
построенная в зависимости от внешних условий. Эта характеристика
468

Рис. 12.3. Построение характеристики
холодильной машины
состоит из четырех зависимостей,
которые строятся по известным
уравнениям.
Теплота, которая подводится к
рабочему веществу в испарителе Qo,
определяется по уравнению
Q^kxxFATs-T,)y A2.1)
где Ts —средняя температура
теплоносителя; klu Fu — коэффи-
коэффициент теплопередачи и теплопере-
дающая поверхность испарителя.
Данная зависимость показана на
рис. 12.3, я.
Холодопроизводительность ком-
компрессора, определенная по урав-
уравнению
представлена на рис. 12.3, б.
Адиабатная работа компрессора
(рис. 12.3, в) определяется по вы-
выражению
U = GJ,y A2.3)
где Ga —массовый расход рабо-
рабочего вещества, циркулирующего
в машине; /а—удельная работа
адиабатного процесса сжатия в
компрессоре.
Тепловой поток, который от-
отдается в конденсаторе окружающей
средне?, равен
Q = kHFK(Tb-Tw)9 A2.4)
где Tw —средняя температура во-
воды в конденсаторе; £к, Fl{ —
коэффициент теплопередачи и пло-
площадь теплопередающея поверхнос-
поверхности конденсатора. Эта зависимость
показана на рис. 12.3, г.
Характеристика холодильной
машины, построенная по формулам
A2.1)—A2.4), дает возможность
показать взаимосвязь различных
параметров холодильной машины.
469

Так, например, если известна холодопроизводительность машины
QI) и средняя температура теплоносителя T's> то в испарителе уста-
установится температура кипения То (рис. 12.3, а). Температура конден-
конденсации Тк определится по зависимости, показанной на рис. 12.3, б,
в соответствии с холодопроизводительностью компрессора Qo и тем-
температурой кипения То.
Работа, затраченная на сжатие рабочего вещества в компрес-
компрессоре L'a при температуре кипения Т'о и температуре конденсации Т^,
определяется по зависимости, показанной на рис. 12.3, в.
По уравнению теплового баланса холодильной машины опре-
определяется тепловой поток на конденсатор Q'
A2.5)
По температуре конденсации Тк и тепловому потоку Q1 можно
определить среднюю температуру охлаждающей воды T'WJ а также
расход воды на конденсатор.
При построении характеристики машины необходимо учитывать,
что при переходе от одного режима к другому часть холодопроиз-
водительности расходуется на охлаждение испарителя (если Тв
понижается) и холодопроизводительность увеличивается, если Тв
повышается. Изменение холодопроизводительности приближенно
можно учесть, если известны масса и теплоемкость испарителя
(водяной эквивалент испарителя), тогда
AQQ = GwATQt A2.6)
где Gw —водяной эквивалент испарителя; АТ0 —изменение темпе-
температуры кипения.
В том случае, когда при изменении режима меняется и темпе-
температура конденсации Тю то с помощью водяного эквивалента кон-
конденсатора можно учесть изменение расхода воды на конденсатор.
Если объектом охлаждения является холодильная камера, то в пере-
переменном режиме кроме теплопритоков извне необходимо учитывать
теплоемкость стен камеры, хранящихся в ней продуктов, и т. д.
Характеристика холодильной машины, представленная на
рис. 12.3, показывает взаимосвязь всех элементов холодильной ма-
машины и параметров ее работы. Так как при изменении любой из этих
величин остальные параметры также меняются.
§ 12.2. Автоматизация работы холодильных машин
Автоматизация испарителей. Показатели заполнения испари-
испарителей. Такими показателями, которые отражают степень запол-
заполнения жидким рабочим веществом, являются сухость и перегрев
пара на выходе из испарителя. При недостаточной подаче жидкого
рабочего вещества уровень жидкости в нем понижается. Это ведет
к увеличению сухости пара и перегрева его на выходе из испарителя.
Подача рабочего вещества в испаритель в количестве большем, чем
может в нем испариться под действием теплового потока, приводит
470

/_Q_o о.op Д
_О OP_Q_O \
^0.000.0/
о оо/-
к переполнению испарителя и к уменьшению сухости и перегрева
пара на выходе из испарителя. Сухость пара является наиболее
объективным параметром, однако отсутствие простых методов ее
измерения не позволяет использовать этот параметр показателя
заполнения. Поэтому наиболее распространенным параметром, при-
применяемым для контроля заполнения испарителя рабочим веществом,
является перегрев пара на выходе из испарителя. Существуют
достаточно простые методы измерения перегрева. Для этого доста-
достаточно измерить температуру пара, выходящего из испарителя,
и температуру кипения и затем найти их разность.
При проектировании систем
питания испарителей необходимо
учитывать то обстоятельство, что
давление кипения может меняться
по мере движения кипящего рабо-
рабочего вещества от выхода к входу
в испарителях с внутритрубным
кипением из-за гидравлических
сопротивлений, В испарителях с ■
кипением в межтрубном простран-
пространстве давление и температура ки-
пения меняются вследствие гидро-
гидростатического давления жидкости в
испарителе. Кроме того, практи-
практически всегда на выходе из испари- L^——
теля в потоке пара присутствует Рис. 12.4. Схема измерения уровня
жидкая фаза (особенно это про- жидкого рабочего вещества в испари-
является при работе на хладонах теле
с растворенным маслом). Таким
образом, поток на выходе является неоднородным и значение тем-
температуры пара, выходящего из испарителя, зависит от способа ее
измерения.
Несмотря на эти явления, перегрев пара на выходе из испарителя
является достаточно удобным показателем заполнения и может при-
применяться для любого рабочего вещества. Следует отметить, что
перегрев можно использовать как показатель только в том случае,
когда часть испарителя предназначена дая создания перегрева.
В аппаратах, где такая поверхность отсутствует, перегрев как пока-
показатель заполнения неприемлем.
Для испарителей затопленного типа, а также для аппаратов,
где нельзя использовать в качестве показателя заполнения перегрев,
используется уровень рабочего вещества в испарителе.
Наиболее просто и надежно можно использовать уровень как
показатель заполнения для рабочих веществ, которые взаимно не
растворяются с маслом, например аммиак и углеводороды. Это
связано с тем, что кипение не сопровождается бурным пенообразо-
ванием и пар легко удаляется из жидкости. Для измерения и регу-
регулирования уровня чаще всего используется принцип сообщающихся
сосудов. Уровень жидкости в сосуде //, который соединен с испари-
471

телем / жидкостной и паровой уравнительными линиями, зависит
от уровня жидкости в испарителе (рис. 12.4). Уровень жидкого
рабочего вещества в испарителе несколько выше, чем в измеритель-
измерительном сосуде. Это объясняется тем, что степень насыщения жидкости
паром зависит от удельного теплового потока, который в испарителе
значительно больше, чем в измерительном сосуде. Поэтому плот-
плотность кипящего рабочего вещества в испарителе меньше, чем в изме-
измерительном сосуде. Это обстоятельство следует учитывать при про-
проектировании систем заполнения.
Значительная сложность при использовании уровня жидкости
. в качестве показателя заполнения возникает при работе на хладонах.
Наличие в хладе не растворенного масла приводит к бурному пено-
образованию при кипении, в результате чего плотность кипящей
смеси значительно уменьшается, а в ряде случаев использование
уровня в качестве показателя заполнения становится невозможным.
Существуют методы измерения и преобразования уровня, не свя-
связанные с применением сообщающихся сосудов. При этом чувстви-
чувствительный элемент вводится непосредственно в полость испарителя.
Некоторые из таких методов можно использовать даже в тех слу-
случаях, когда во время работы исчезает граница раздела сред [43].
Если при постоянной температуре источника низкой температуры
уменьшить количество подаваемого жидкого рабочего вещества
в испаритель, то уменьшается и площадь активной теплопередающей
поверхности. При этом изменится характеристика испарителя и
понизятся температура и давление кипения. Следовательно, темпе-
температура (или давление) кипения могут служить показателями запол-
заполнения испарителя. Однако на температуру кипения оказывают
влияние температура конденсации, тепловой поток, изменение ка-
качества теплопередающей поверхности и другие факторы. Таким
образом, надежная связь между температурой кипения и уровнем
заполнения испарителя может сохраняться только при исключении
указанных факторов, что выполнить достаточно сложно. Поэтому
этот показатель заполнения испарителя применяется крайне редко.
Способы автоматического заполнения рабочим веществом испари-
испарителей. Одним из способов заполнения испарителя рабочим веществом
является способ, использующий в качестве показателя заполнения
перегрев рабочего вещества на выходе из испарителя. Этот способ
заполнения может быть плавным и позиционным. В качестве плав-
плавного автоматического регулятора подачи рабочего вещества, исполь-
использующего перегрев как показатель заполнения испарителя, широко
применяются терморегулирующие вентили (ТРВ).
Принципиальная схема системы с ТРВ показана на рис. 12.5.
ТРВ (/) устанавливается на линии жидкого рабочего аещества
между конденсатором и испарителем (//), в нем происходит дроссе-
дросселирование рабочего вещества от давления конденсации рк до давле-
давления кипения р0.
При изменении перегрева пара на выходе из испарителя меняется
давление вещества, которое заполняет термосистему, состоящую
из термобаллона 4, капиллярной трубки 2 и мембраны А Чаще всего
472

жидкая фаза вещества, заполняющего термосистему, находится
в термобаллоне, а пар заполняет капилляр и полость над мембраной.
Иногда в термобаллон вводят твердый поглотитель и весь контур
заполняют газом, В общих случаях давление над мембраной зависит
от температуры термобаллона, которая соответствует температуре
пара, выходящего из испарителя. Чем выше температура, тем выше
.давление. Полость под мембраной соединена со всасывающим трубо-
трубопроводом, причем трубка 3 подсоединяется ко всасывающему трубо-
трубопроводу в том месте, где установлен термобаллон. Таким образом,
к мембране приложены два давления: сверху давление, соответству-
1
Л
$ 5
Рис. 12.5. Схема автоматической подачи рабочего вещества в испаритель с ТРВ
ющее температуре перегрева, снизу — соответствующее температуре
кипения. Развиваемая мембраной сила пропорциональна разности
температур выхода пара из испарителя и кипения, т. е. пропорци-
пропорциональна перегреву.
Сила от мембраны / передается штоку 7, на конце которого за*-
креплен запорный клапан, являющийся регулирующим органом.
При движении последнего вниз увеличивается проходное сечение
дроссельного отверстия и, следовательно, расход рабочего вещества.
Таким образом, при увеличении перегрева повышается количество
рабочего вещества, поступающего в испаритель. Снизу к клапану
приложена сила пружины 6. С помощью регулировочного винта 5
можно установить необходимый перегрев.
При создании системы заполнения испарителя необходимо учи-
учитывать, что ТРВ должен обеспечить нормальное заполнение испари-
испарителя как при наибольшей холодопроизводительности машины, так
и при самой малой.
Для систем заполнения испарителя можно использовать два или
более ТРВ в тех случаях, когда имеющиеся в распоряжении регуля-
регуляторы по своим характеристикам не подходят для обеспечения макси-
максимальной холодопроизводительности машины или когда холодо-
произйодительность понижается до уровня ниже 0,1 номинальной,
473

Существует ряд факторов, отрицательно влияющих на устойчи-
устойчивость системы заполнения испарителя. Большинство из них обусло-
обусловлено стремлением работать с возможно меньшими перегревами
в испарителе, так как чрезмерное заполнение испарителей, особенно
работающих на хладонах, вызывает нестабильность температуры
пара иа выходе из испарителя. Причем эти изменения температуры
носят случайный характер п зависят от типа испарителя, рабочего
вещества и качества растворенного в нем масла, температуры кипения
и др. Однако основное влияние на эти изменения оказывает степень
заполнения испарителя. Чем она больше, тем колебания перегрева
значительнее. Колебания воспринимает термосистема ТРВ и при
неблагоприятных условиях это может привести к большим колеба-
колебаниям в системе заполнения и выходу из строя машины.
Устойчивости системы можно добиться увеличением регулиру-
регулируемого перегрева, что приводит к некоторым потерям поверхности
испарителя, в то же время обеспечивает надежную работу системы
заполнения испарителя. Практически устойчивая работа системы
начинается при перегреве от 3 до 6 °С в зависимости от конкретных
условий.
Для испарителей, имеющих значительный объем по рабочему
веществу, применяют позиционную систему заполнения, которая
также в качестве показателя заполнения использует перегрев пара
на выходе из испарителя.
На рис. 12.6 показана двухпозиционная система заполнения
кожухотрубпого испарителя / но перегреву пара. Термометры со-
сопротивления // установлены на входе рабочего вещества в испари-
испаритель и на выходе пара из испарителя и эти термометры воспринимают
температуру кипения и температуру перегретого пара. Сигналы от
термометров сопротивления поступают в реле разности температур
///, которое управляет электромагнитным вентилем IV. После
электромагнитного вентиля устанавливается ручной дроссельный
вентиль V (или диафрагма постоянного сечения), в котором проис-
происходит дросселирование рабочего вещества от давления конденсации
до давления кипения.
Когда электромагнитный вентиль закрыт и рабочее вещество
не поступает в испаритель, перегрев пара на выходе из испарителя
растет. При достижении максимального заданного значения пере-
перегрева срабатывает реле разности температур и открывается электро-
электромагнитный вентиль. Рабочее вещество начинает поступать в испари-
испаритель. Расход рабочего вещества выбирается так, чтобы он был
больше, чем испаряется в испарителе. В результате этого уровень
рабочего вещества в испарителе повышается и перегрев умень-
уменьшается. При достижении минимального заданного значения пере-
перегреза происходит обратное срабатывание реле разности температур
и электромагнитный вентиль закрывается. Во избежание больших
колебаний перегрева, которые могут нарушить работу компрессора,
применяют реле разности температур с высокой чувствительностью
@,1—0,3 °С). В некоторых случаях термометры сопротивления
устанавливаются непосредственно в обечайке испарителя 143].
474

Двухпозиционная система заполнения по перегреву предназначена
главным образом для кожухотрубных хладоиовых испарителей.
Другим способом заполнения рабочим веществом испарителя
является способ, использующий в качестве показателя заполнения
уровень рабочего вещества в испарителе. Этот способ может быть
так же, как и предыдущий, плавным и позиционным.
Наиболее распространенными являются регуляторы, в которых
уровень преобразуется в механическое перемещение с помощью
поплавковых преобразователей. При этом поплавок обычно рас-
расположен в выносной камере, которая связана с испарителем как
ж
о о о о
о о о о о
о о о о о
о о о
Рис. 12.6. Двухпозиционная система Рис. 12.?. Плавная . система заполнения
заполнения испарителя по перегреву испарителя по уровню
пара
сообщающийся сосуд. Принцип действия такой системы показан
на рис. 12,7. Система состоит из испарителя / и регулятора уровня //.
В состав регулятора уровня входит преобразователь уровня Г и
регулирующий орган 2. В схеме преобразователь уровня и испари-
испаритель являются сообщающимися сосудами. Уровень рабочего веще-
вещества в испарителе воспроизводится в преобразователе при помощи
уравнительных трубок. Дросселирование осуществляется в регули-
регулирующем органе. При повышении уровня в испарителе регулирующий
орган уменьшает подачу рабочего вещества, при понижении —
повышает. В позиционной системе (рис. 12.8) в качестве регулиру-
регулирующего органа чаще всего применяется электромагнитный вентиль 2>
который по сигналу преобразователя уровня / открывается или
закрывается. Дросселирование происходит в ручном регулирующем
вентиле 3 (или шайбе), который предварительно настраивается.
Перечисленные выше системы заполнения испарителя, в которых
показателем заполнения является уровень рабочего вещества
в испарителе, часто называют регуляторами уровня низкого давле-
давления.
Менее распространенными являются регуляторы уровня высо-
высокого давления. Система заполнения испарителя с использованием
регуляторов уровня высокого давления показана иа рис. 12.9.
475

Такую систему называют системой с полным отводом жидкости
из конденсатора.
На сливной линии из конденсатора '/ устанавливается регулятор
уровня 2, клапан которого открывается по мере накопления в регу-
регуляторе жидкого рабочего вещества и перепускает его в испари-
испаритель 3. Дросселирование происходит в дроссельной шайбе, устано-
установленной на выходе из регулятора. Особенность холодильной машины
с данной системой заполнения испарителя заключается в том, что
в машину заправляется строго определенное количество рабочего
вещества. Нормальное заполнение испарителя в системе с регулято-
регулятором уровня высокого давления обеспечивается в сравнительно
узком диапазоне режимов работы, поэтому такую систему можно
применять в основном в машинах с постоянными условиями работы.
Рис. 12.8. Двухпозиционная система
заполнения испарителя по уровню
Рис. 12.9. Система заполнения испари-
испарителя с регулятором уровня высокого
давления
Эта система широко применяется в холодильных машинах с цен-
центробежными компрессорами.
Автоматизация конденсаторов. Необходимость регулирования
температуры конденсации. При проектировании холодильных машин
поверхность конденсатора выбирают из условия максимально до-
допустимого давления конденсации и максимальной температуры
окружающей среды (воды или воздуха). При более низкой темпера-
температуре окружающей среды давление конденсации снижается, степень
повышения давления уменьшается, лоэтому энергетические затраты,
на производство холода сокращаются. Таким образом, если исходить
только из этих затрат, то регулировать давление конденсации не
следует. Однако в большинствеслучаев следует учитывать и другие
факторы: расход охлаждающей воды и изменение пропускной
способности регуляторов заполнения рабочим веществом испарите-
испарителей.
Расход охлаждающей воды имеет большое значение для холо-
холодильных .машин, конденсаторы которых охлаждаются водопроводной
водой (например, машины торгового типа, не оснащенные устрой-
устройствами для рециркуляции воды). Такие машины работают, как пра-
правило, в режиме пуск—остановка, поэтому экономию воды получают
476

как в рабочем режиме, так и путем прекращения ее подачи во время
стоянки.
Пропускная способность регуляторов уменьшается из-за по-
понижения давления конденсации, холодопроизводительность компрес-
компрессоров при этом растет, что требует увеличения подачи жидкости
в испаритель. Сочетание характеристик регулятора (например, ТРВ)
и компрессора может не обеспечить нор*мальную работу машины.
В зависимости от типа конденсатора и окружающей среды приме-
применяются различные способы поддержания давления конденсации
в заданных пределах.
Конденсаторы с водяным охлаждением. К автоматизации конден-
конденсаторов с водяным охлаждением прибегают при необходимости
экономить воду и когда температура
охлаждающей воды может изменяться
в широких пределах. Регулирование
Рис. 12,10. Регулирование давления Рис. 12.11. Схема с принудительным
Конденсации изменением расхода воды прекращением подачи воды на конден-
конденсатор
производится в основном способом изменения расхода воды. На
рис. 12.10 показана схема включения водорегулятора 7, чувстви-
чувствительный элемент которого 2 подсоединен к нагнетательному трубо-
трубопроводу (или верхней части конденсатора 5). Регулирующий орган 4
установлен на водяном трубопроводе. Клапан регулирующего ор-
органа закрыт, если давление конденсации ниже заданного давления.
При повышении давления конденсации клапан плавно открывается
и устанавливается в определенном положении. При понижении дав-
давления конденсации проходное сечение клапана уменьшается.
Многие холодильные машины, потребляющие водопроводную
воду, работают в режиме «пуск —остановка» с практически постоян-
постоянной холодопроизводительностью во время рабочего периода. В ма-
машинах с водорегулятора ми прекращение подачи воды после оста-
остановки компрессора происходит только после охлаждения конденса-
конденсатора, что связано с дополнительными расходами воды. Поэтому
в таких машинах вместо водорегулятора можно применить электро-
электромагнитный и ручной регулирующий вентиль (рис, 12.11).
Настройка ручного регулирующего вентиля / производится
для сезонных значений температуры воды. В автоматическом режиме
477

электромагнитный вентиль 2 по сигналу из схемы автоматического
управления открывается при пуске и закрывается при остановке
компрессора. Тем самым вода автоматически полается в конденсатор
3, а при остановке подача воды прекращается. Нсть и другие способы
регулирования температуры конденсации в конденсаторах с водяным
охлаждением [54 ].
Конденсаторы с воздушным охлаждением. Эти конденсаторы
в большей степени, чем конденсаторы с водяным охлаждением,
подвержены изменениям охлаждающей среды. Иногда конденсаторы
машин с круглогодичным функционированием охлаждаются воздухом
с отрицательной температурой, что
практически исключает их работу без
поддержания давления конденсации в
допустимых пределах.
Одним из способов регулирования
давления конденсации является изме-
изменение скорости или расхода воздуха.
Этот способ осуществляется с помощью
жалюзей или заслонок, путем измене-
изменения угла поворота лопастей вентиля-
вентилятора. При понижении давления кон-
конденсации ниже заданной величины жа-
жалюзи прикрываются, скорость воздуха
при обтекании теплообменных трубок
конденсатора уменьшается, что влечет
за собой уменьшение коэффициента теп-
теплопередачи и роста температуры кон-
конденсации.
Повышения температуры конденса-
конденсации можно добиться также уменьше-
уменьшением эффективной теллопередающей
поверхности конденсатора, что можно осуществить подтоплением
конденсатора жидким рабочим веществом. Одна из схем автомати-
автоматического регулирования температуры конденсации указанным мето-
методом показана на рис. 12.12. Между конденсатором / и ресивером 3
установлен клапан регулятора давления 2, чувствительный элемент
которого воспринимает давление конденсации. Налипни, соединяющей
ресивер с паровой частью конденсатора, установлен клапан второго
регулятора давления 4. Первый регулятор давления 2 поддерживает
постоянное давление в конденсаторе (регулятор давления «до себя»),
второй регулятор 4 поддерживает постоянное давление в ресивере
(регулятор давления «после себя»). При понижении температуры
воздуха, вызывающей понижение давления конденсации, клапан
регулятора 2 прикрывается. В результате этого увеличивается со-
сопротивление линии, соединяющей конденсатор с ресивером, что
вызывает повышение уровня рабочего вещества в конденсаторе
и уменьшение активно работающей поверхности конденсатора.
В связи с тем, что на линии, соединяющей конденсатор и ресивер,
появляется дополнительное сопротивление (прикрытый клапан
478
Рис. i2.12. Регулирование дав-
давления конденсации методом под-
подтопления

лятора 2), давление в ресивере начнет понижаться, это вызовет
открытие клапана регулятора 4 и давление в ресивере снова будет
соответствовать давлению конденсации.
Такая система обеспечивает нормальное функционирование
устройств заполнения испарителей при существенном понижений
температуры охлаждающего воздуха.
В конденсаторах, состоящих из нескольких секций с индиви-
индивидуальными вентиляторами, можно поддерживать температуру кон-
конденсации при понижении температуры воздуха путем выключения
отдельных вентиляторов. При этом создается позиционная система
регулирования, в которой реле, управляющие работой вентиляторов,
настраиваются со сдвигом относительно друг друга.
Способы защиты холодильных машин от опасных режимов.
Остановка холодильной машины. В процессе работы холодильной
машины из-за отказов отдельных узлов или агрегатов или из-за
нарушений в системах энерго- и водоснабжения могут возникать
опасные режимы: повышение давления нагнетания; понижения
давления всасывания; повышение температуры нагнетания; прекра-
прекращение подачи смазки к трущимся деталям; отсутствие охлаждающей
воды; нарушение в системе заполнения испарителя и т. д. Защита
холодильных машин включает в себя комплекс технических меро-
мероприятий, обеспечивающих безопасную их эксплуатацию. Одним
из способов защиты является остановка машины, которая осуще-
осуществляется с помощью системы автоматической защиты (САЗ). САЗ
состоит из первичных устройств реле защиты и электрической схемы,
которая преобразует сигналы от реле защиты в сигнал остановки,
передаваемый в схему автоматического управления.
САЗ может быть однократного действия с повторным включением
и комбинированной. САЗ однократного действия
производит остановку машины при срабатывании любого реле за-
защиты и не дает возможности автоматического пуска машины без
вмешательства обслуживающего персонала, САЗ этого типа при-
применяется преимущественно на крупных и средних машинах. Если
машина работает без постоянного обслуживания, то САЗ допол-
дополняется сигнализацией для вызова персонала. САЗ с повторным
включением останавливает машину при срабатывании реле
защиты и дает возможность ее автоматического включения при
возврате реле в нормальное состояние. Такую систему применяют,
как правило, в малых машинах торгового типа.
В комбинированных САЗ реле защиты, которые контролируют
наиболее опасные параметры, включают в электрическую схему
однократного действия. Часть реле, контролирующее менее опасные
параметры, включается в схему с повторным включением. Суще-
Существует также разновидность защиты, которая называется блоки-
блокировкой. Блокировка исключает пуск машины в том случае, если
не выполняется заданный порядок пуска агрегатов. Блокировку
обычно делают по схеме с повторным включением.
Включение аварийных устройств. К аварийным устройствам
относится сигнализация об аварийных режимах, которая устанавли-
479

вается на крупных машинах. Это делается для того, чтобы избежать
остановки машины. Аварийная сигнализация информирует обслу-
обслуживающий персонал о срабатывании защиты и расшифровывает
конкретную причину нарушения нормального режима работы. Сиг-
Сигнализация может включить аварийную вентиляцию при повышении
в воздухе взрыво- и пожароопасных, а также токсических рабочих
веществ.
Более подробно вопросы регулирования и автоматизации холо-
холодильных машин, а также построение системы защиты и схемы авто-
автоматизации рассматриваются в специальной литературе 143].
§ 12.3. Агрегатирование холодильных машин
При проектировании современных холодильных машин одним
из важнейших условий является их компактность, возможность
быстрого и удобного монтажа, наладки и ремонта, высокая надеж-
надежность в эксплуатации. Всему этому способствует агрегатирование,
т. е. создание холодильной машины с конструктивным объединением
всех ее элементов в один или несколько блоков.
Известны различные виды агрегатирования холодильных машин
малой, средней и большой холодопроизводительности. Это компрес-
компрессорные, компрессорно-конденсаторные, компрессорно-испаритель-
ные, аппаратные агрегаты, агрегатированные комплексные холо-
холодильные машины. Чем больше холодопроизводительность машины,
тем в большее число блоков компонуются ее элементы.
Остановимся на отдельных видах агрегатирования холодильных
машин.
Компрессорные агрегаты. Это наиболее простой вид агрегати-
агрегатирования, применяющийся, как правило, в машинах средней и боль-
большой холодопроизводительности, где сложно скомпоновать и вы-
выполнить всю холодильную машину в виде отдельного агрегата..
Компрессорный агрегат состоит чаще всего из компрессора, электро-
электропривода и приборов контроля и автоматической защиты. Иногда
он включает в себя и вспомогательную аппаратуру, необходимую
для автоматической разгрузки компрессора при пуске, а также
необходимую арматуру. На рис. 12.13 показаны одноступенчатые
хладоновые компрессорные агрегаты А220-2-0 и А220-2-2 с поршне-
поршневыми компрессорами П220. Они включают в себя компрессор /,
щит приборов 2, прибор управления и контроля 5, электродвига-
электродвигатель 4У железобетонную раму 5, вентиль для заправки масла 6 (для
агрегата А220-2-0).
Отечественная промышленность освоила и серийно выпускает
широкую гамму компрессорных агрегатов с поршневыми, винто-
винтовыми, ротационными и центробежными холодильными компрессо-
компрессорами, предназначенных для работы в схеме одноступенчатых,
двухступенчатых и каскадных аммиачных и хладоновых холодиль-
холодильных машин 146].
Компрессорные агрегаты с винтовыми х( центробежными ком-
компрессорами более широко применяются в одноступенчатых и двух-
480

16 П/р И. А. Сакуна
481

ступенчатых холодильных машинах с холодопроизводительностью
от 350 кВт и более. Агрегаты с ротационными компрессорами при-
применяются в основном в качестве низкой ступени двухступенчатых
холодильных машин.
Агрегаты двухступенчатых холодильных машин являются более
сложным блоком, включающим в себя значительно большее число
элементов по сравнению с агрегатами одноступенчатых машин.
Так, в состав двухступенчатых компрессорных агрегатов
АД260-7-4 и 1АД260-7-4, выпускаемых московским заводом холо-
холодильного машиностроения «Компрессор», входят компрессорный агре-
агрегат ступени низкого давления, состоящий из винтового бустер-
компрессора с электродвигателем, трубопроводов и аппаратов си-
системы маелоотделения, пульта управления и щита приборов;
компрессорный агрегат ступени высокого давления, состоящий из
поршневого компрессора с электродвигателем, маслоотделителя,
пульта управления и щита приборов; промежуточный сосуд змсеви-
кового типа со щитом автоматики. Масса агрегатов в объеме поаавки
составляет 8290 и 8510 кг. Комплектующие части агрегатов поста-
поставляются заводом в состоянии максимальной подготовленности к вы-
выполнению монтажа и вводу линии в эксплуатацию.
Компрессорио-конденсаторные агрегаты. Наряду с указанным
выше оборудованием эти агрегаты включают в себя конденсатор.
Преимущественной областью применения компрессорно-кон-
денсаторных агрегатов являются холодильные машины с системами
непосредственного охлаждения, т. е. там, где испарительная аппа-
аппаратура (батареи непосредственного испарения, льдогенераторы,
воздухоохладители и т. д.) в силу производственных условий
расположена на значительном удалении от другого холодиль-
холодильного оборудования и не может быть объединена с ним в один
агрегат.
В зависимости от холодопроизводительности холодильной ма-
тпины компрессорно-конденсаторные агрегаты могут быть с воздуш-
воздушным или водяным охлаждением конденсатора. Агрегаты с конден-
конденсаторами воздушного охлаждения применяются в холодильных
машинах холодопроизводительностью от 0,5 до 20 кВт. В машинах
более крупной производительности вследствие больших габаритных
размеров конденсаторов воздушного охлаждения и необходимости
прокачивания значительных объемов воздуха объединение в один
агрегат компрессора с конденсатором нецелесообразно. Агрегаты
с конденсаторами проточного типа, охлаждаемыми водой, выпу-
выпускаются промышленностью для машин холодопроизводительньстью
от 0,5 до 200 кВт,
На рис. 12.14 показан судовой компрессорно-конденсаторный
агрегат. Ряд морских компрессорно-кондеисаторных агрегатов
МАКЗОРЭ, МАК40РЭ, МАК60РЭ, МАК80РЭ выпускается серийно
Читинским машиностроительным заводом для работы в составе
судовых холодильных машин с системой непосредственного охлажде-
охлаждения на судах. Агрегаты работают при температурах кипения хлад-
хладагента t0 ?= — 30~- + 10°С, температурах воды на входе в конденса-
482

483

тор tw\ = —2ч-+32°С. Габаритные и присоединительные размеры
агрегатов приведены в табл. 12.1.
В состав агрегатов входят компрессор, электродвигатель, кон-
конденсатор, приборы защиты и автоматики и шкаф автоматического
управления. Компрессор и электродвигатель смонтированы на ко-
жухотрубном конденсаторе и соединены между собой муфтой
с упругим элементом.
Компрессорно-испарительные агрегаты. В тех случаях, когда
по соображениям экономии охлаждающей воды применяют конден-
конденсатор с воздушным охлаждением в машинах средней и крупной
холодопроизводителыгости, его сложно скомпоновать в компрес-
Таблица 12.1
Габаритно-при сое дин и тельные размеры агрегатов
Агрегат
МДКЗОРЭ
МАК40РЭ
МАК60РЭ
МАК80РЭ
Габаритные размеры, мм
А
1800
1900
2145
2460
700
700
900
960
в
1260
1340
1400
1430
г
1000
1000
1000
1000
и
230
Е
10
18
10
10
Dyt мм
Ж
70
70
100
100
3
50
70
100
1С0
И
20
20
20
20
к
4
4
4
8
сорно-конденсаторный агрегат. Тогда конденсатор устанавли-
устанавливается на открытой площадке за пределами машинного зала, а ком-
компрессор вместе с электродвигателем, вспомогательной аппаратурой,
приборами автоматики и испарителем проточного типа компонуют
в единый компрессорно-испарительный агрегат. Это один из путей
максимального агрегатирования средних и крупных холодильных
машин. На рис. 12.15 показан компрессорно-испарительный агрегат
холодильной машины МВТ60-1-0 (ФМВ60-1), работающей на R12.
Холодопроизводительность машины 81,5 кВт при температуре хяадо-
носителя на выходе из испарителя 8 °С и температуре воздуха,
подаваемого на конденсатор, 35 °С. Машина предназначена для
холодоснабжения в засушливых районах или в районах с ограни-
ограниченным водоснабжением и компонуется на базе бессальникового
компрессора ПБ80.
Аппаратные агрегаты. Современные холодильные машины круп-
крупной производительности часто компонуют из двух агрегатов ком-
компрессорного и аппаратного. В зависимости от назначения холодиль-
холодильной машины аппаратные агрегаты могут выполняться различной
разновидности. Так, в машинах, предназначенных для охлаждения
• жидких теплоносителей, применяют испарительно-конденсаторные
агрегаты, включающие в себя конденсатор, регулирующую стан-
станцию, испаритель и необходимую арматуру, приборы и дополнитель-
дополнительную вспомогательную аппаратуру. В машинах, предназначенных
для систем непосредственного охлаждения, компрессорный агрегат
компонуется с конденсаторно-регулирующим агрегатом, который
484

■5 3'
486

487

to
s
4
o-
to
H
3
s
i
i О О OO
1 00 00 00 00
©оо о о о
юю oo oo oo oo
ооооо о
ю ю о о о о
-«* ^ •• г.-. <£> О О
1Л LO О О О О
сч сч сч сч сч сч
со со i"-
О0 ОС Ю
>о о о о <
> <£> 00 00 00 С
) со со со со с
m ю о о ю ю
»——. LC LO Ю Ю
СЧСЧ СЧ СЧ СЧ СМ
1Л Ю Ю О 1С Ю
•СО СО С£> <£> <Х> С£?
зо. о о о
Э Ю Ю О lO Ю
5 Ю Ю О lO LO
2 О О О О О
^ со ст. о> ст. с^
О СР Ю Ю UO LTD
О С7> Ю LQ } З"
о о о оо о
С7> С7> СЧ СЧ О* СЧ
счсч coco оо оо
сч сч сч сч сч сч
(N СЧ СЧ СЧ СЧ СЧ
о о о о о о
"*-.4 ^Г ^О СС 00 00
состоит из конденсатора, регулирую-
регулирующей станции, арматуры, приборов и
необходимой вспомогательной аппа-
аппаратуры (ресивер, фильтры, теплооб-
теплообменники и др.).
Возможна компоновка машины
из комирессорно-конденсаторного и
• исиарительно-регулирующего агре-
агрегатов. В состав последнего входят
испаритель, регулирующая станция,
необходимые приборы, арматура и
вспомогательная аппаратура.
Как правило, аппаратные агрега-
агрегаты конструктивно выполняют без-
безрамными с расположением испари-
испарителя внизу, а конденсатора —вверху.
Между ними на обслуживаемой сто-
стороне агрегата размещаются вспомо-
вспомогательная аппаратура, трубопроводы
и арматура. Приборы размещают
на приборном щите. На рис. 12.16 по-
показан пример компоновки испари-
.тельно-конденсаторного агрегата
АИК900/А, предназначенного для хо-
холодильной машины ХМ-22ФУУ400/2,
. работающей па R22.
Агрегатиропанные комплексные
холодильные машины. Максималь-
Максимальному удовлетворению требований,
изложенных в начале данного пара-
параграфа, отвечают моноблочные холо-
холодильные машины, являющиеся наи-
наиболее полным и совершенным видом
агрегатирования оборудования.
По способу конструктивного ис-
исполнения агрегат ированные холо-
холодильные машины могут быть разде-
разделены на две основные группы рам-
рамные и безрамные. В первой группе
элементом, объединяющим все обо-
оборудование, является рама (металло-
(металлоконструкция, на которой монтируется
холодильная машина). Во второй
группе все оборудование машины
монтируется на каком-либо из ее ап-
аппаратов.
На рис. 12,17 показана универ-
универсальная одноступенчатая холодиль-
холодильная машина типа МКТ рамной кон-
488

струкции. В табл. 12.2 показаны все основные габаритные и при-
присоединительные размеры этих машин.
Показанное на рисунке конструктивное исполнение моноблочной
холодильной машины позволяет значительно сократить срок и по-
повысить качество монтажа холодильного оборудования на месте,
так как все ответственные операции по сборке, проверке плотности,
осушке, заправке системы хладагентом и обкатке выполняют на
специализированном предприятии холодильного машиностроения.
Компрессор^ конденсатор, испаритель и пульт управления устана-
устанавливают на "сварной .раме с таким расположением приборов и вен-
вентилей, чтобы машину можно было обслуживать с одной стороны.
Размещение компрессора и аппаратов в ряд по вертикали позволяет
сократить занимаемую площадь.
Различной степенью агрегатирования охватываются также и со-
современные низкотемпературные двухступенчатые и каскадные
холодильные машины. Целесообразность выбора степени агрегати-
агрегатирования в данном случае оценивается на основании технико-эконо-
технико-экономических расчетов, а также удобства эксплуатации и ремонта
оборудования, входящего в данный агрегат.

Глава 13
ПРИМЕНЕНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ВТОРИЧНЫХ
И ДРУГИХ ТЕПЛОВЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
Вторичными энергетическими ресурсами (ВЭР) называются те-
тепловые отходы технологических производств промышленных пред-
предприятий, коммунальных, бытовых, жилых и других объектов.
К категории ВЭР можно также отнести самоизливающиеся геотер-
геотермальные воды; горячие минеральные источники, теплота которых
не используется в бальнеологии; сжигаемый попутный газ при
нефтедобыче; добываемая горячая нефть и др.
Вопросы экономии топлива путем использования ВЭР в послед-
последние годы превратились в актуальную проблему и являются- обще-
общегосударственной задачей. Промышленные потребители используют
в настоящее время свыше 60 % всего добываемого топлива н около
70 % всей вырабатываемой электроэнергии. Коэффициент полезного
использования энергии в технологических процессах остается все
еще невысоким и составляет лишь 35—40 %. Утилизация ВЭР
в промышленности за последние годы улучшилась, однако в насто-
настоящее время фактическая экономия топлива за счет теплоты ВЭР
по отношению к возможной составляет 30—32 %, в том числе в нефте-
нефтеперерабатывающей и нефтехимической промышленности —40%,
в черной металлургии —40 %, в химической —25 % I38].
Одним из эффективных направлений утилизации теплоты ВЭР
является производство холода для предприятий, технологические
процессы которых гребу ют его при различных температурах охла-
охлаждения. Следует отметить, что большинство предприятий хими-
химической, нефтехимической и других отраслей промышленности
являются хладоемкими производствами и одновременно характери-
характеризуются наличием достаточно большого количества неиспользуемых
ВЭР в виде пара, горячей воды, факельных сбросов, горячих газов
и т. п. На базе таких источников ВЭР в ряде случаев холод может
быть выработан с помощью абсорбционных холодильных машин,
серийно выпускаемых в СССР.
Решая вопросы рационального и эффективного использования
ВЭР, следует обращать внимание на то, что наряду с получением
холода могут быть осуществлены также процессы преобразования
теплоты с низкого температурного уровня на более высокий и на-
наоборот, с применением тех же абсорбционных холодильных машин,
а также выработки электроэнергии в турбоустановках, работающих
на различных хладонах.
490

Теплоту низкопотенциальных ВЭР можно использовать для
теплоснабжения и горячего водоснабжения также с помощью ком-
компрессорных тепловых насосов. В переходные и зимний периоды
года в качестве низкопотенциальных источников теплоты в ком-
компрессорных тепловых насосах могут быть использованы холодная
вода из водоемов, артезианская вода, наружный воздух с темпе-
температурой свыше О СС, а также горные породы (грунт). В последнее
время в нашей стране и за рубежом большое внимание уделяется
использованию для целей хладо- и теплоснабжения с помощью
холодильных машин возобновляемых источников теплоты — недр
Земли (геотермальной энергии) и Солнца.
§ 13.1. Классификация ВЭР
Структура ВЭР чрезвычайно многообразна. Для использования
ВЭР с помощью холодильных машин для различных целей их можно
разделить по температурному уровню: низкого, среднего и высокого
потенциала; по агрегатному состоянию: жидкие, паро- и газообраз-
газообразные и твердые; по химическому воздействию на металлы, рабочие
вещества и окружающую среды: нейтральные и агрессивные; по
содержанию примесей: чистые и загрязненные; по степени кон-
концентрации на объектах: централизованные и децентрализованные;
по условиям выделения: периодические и непрерывные.
ВЭР низкого потенциала имеют температуру 0—70 СС. В ком-
компрессорных тепловых насосах используется теплота ВЭР с темпера-
температурой 0—10 еС (наружный воздух) и 10—40 СС (водопроводная, арте-
артезианская или геотермальная вода). В понижающих абсорбционных
термотрансформаторах температура ВЭР составляет 25—70 СС; в по-
повышающих термотрансформаторах — 40—70 °С. ВЭР среднего по-
потенциала имеют температуру 70—150 СС и могут быть использованы
для получения холода в абсорбционных машинах с одноступенчатой
генерацией раствора в генераторе. ВЭР высокого потенциала с тем-
температурой 150—400 СС могут использоваться для получения холода
в абсорбционных машинах с многоступенчатой генерацией раствора
в генераторе. Для выработки электроэнергии в турбоагрегатах
с применением рабочих тел холодильных машин могут быть исполь-
использованы ВЭР среднего (начиная с 80 СС) и высокого температурного
потенциала. Жидкие, паро- и газообразные ВЭР практически имеют
место на каждом крупном по энергоемкости промышленном предпри-
предприятии. Твердыми источниками ВЭР могут быть горячие металлические
конструкции, горячие шлаки, горные породы (грунт) и т. п. Ней-
Нейтральные по воздействию на металлы источники ВЭР менее распро-
распространены, чем агрессивные (кислоты, растворы солей и т. п.; к этой
же категории источников ВЭР относятся и радиоактивные газы
и жидкости). Имеются загрязненные источники ВЭР, требующие
очистку от примесей или применения оборудования теплоутилиза-
теплоутилизационных установок со специальным покрытием поверхностей кон-
контакта с'источником, которое предотвращает их эрозию. По техни-
491

чес к им и экономическим соображениям наиболее приемлемыми для
использования являются централизованные источники ВЭР, так
как децентрализованные источники требуют дополнительных затрат
для их сбора в том случае, когда они не могут быть использованы
непосредственно на объекте их возникновения. Источники ВЭР
периодического выделения требуют создания дополнительных ем-
емкостей (аккумуляторных баков) как для накапливания выделяюще-
выделяющегося источника (жидкостей), так и охлажденного (или нагретого)
в системах хладо- или теплоснабжения. Все перечисленные источ-
источники ВЭР могут иметь изменяющуюся по времени температуру,
как в течение суток, так и в течение года.
Важным параметром любого источника ВЭР является его общая
теплоемкость. При малой общей теплоемкости приходится снижать
температуру кипения рабочего тела для получения достаточного
количества теплоты от источника, температура которого заметно
снижается в процессе теплообмена, в то время как температура кипе-
кипения обычно остается постоянной. Использование источника ВЭР
с малой общей теплоемкостью и с высокой температурой может
оказаться энергетически равнозначным использованию источника
с большей общей теплоемкостью и с более низкой температурой или
даже невыгодным. Использовать ограниченный по общей тепло-
теплоемкости высокопотенциальный источник ВЭР можно лишь при
сравнительно небольшой холодо- и теилоироизводительности.
При работе с ограниченным по общей теплоемкости источником ВЭР
в термодинамическом отношения целесообразно осуществлять про-
процессы с переменными температурами кипения рабочего тела в испа-
испарителе или раствора в генераторе.
§ 13.2. Процессы абсорбционных повышающего
и понижающего термотрансформаторов
Большими возможностями для использования в качестве по-
повышающего термотрансформатора располагает водоаммиачная
абсорбционная машина, работающая по теплонасосной (обращенной)
схеме.
Целесообразность применения обращенной водоаммиачной аб-
абсорбционной машины для отопления возрастает в связи с тем, что
с понижением температуры наружного воздуха и увеличением тре-
требуемого количества теплоты, сопровождающегося повышением тем-
температуры воды в системах качественного регулирования, повышается
температурный потенциал и увеличивается количество теплоты,
вырабатываемое машиной. Это объясняется тем, что вследствие
увеличения разности между температурами сбросной воды и наруж-
наружного воздуха возрастает количество работы, получаемой в прямом
цикле машины, которая полностью передается обратному циклу
теплового насоса.
При работе абсорбционной водоаммиачной машины по холо-
холодильному циклу, как уже разбиралось выше, возможны режимы
492

работы, когда высшая температура в абсорбере превышает низшую
температуру в генераторе. Если в прямой схеме использование
принципа превышения температур возможно лишь в некоторых
случаях, то в обращенной (теплонасосной) схеме он может быть
применен практически во всех условиях работы машины и дает
возможность повысить температурный потенциал получаемой горя-
горячей воды, т. е. значительно расширить область применения машины.
Схема и цикл в £ — ^'-диаграмме абсорбционного водоаммиачного
повышающего термотрансформатора с внутренней регенерацией те-
теплоты показана на рис. 13.1.
«•
Рис. 13.1. Схема (а) и цикл в £— /-диаграмме (б) абсорбционного водоаммиачного
повышающего термотрансформатора
В генераторе I за счет подвода низкопотенциальной теплоты
осуществляется процесс кипения крепкого раствора при низком
давлении р на участке 4°—5°, после чего раствор поступает в реге-
регенератор //, где происходит его дальнейшее кипение (участок 5°—2°)
с изменением концентрации от 1'а до |Q. Слабый раствор в состоянии 2°
подается насосом /// из регенератора в абсорбер IV, где происходит
процесс смешения раствора с паром состояния 8, абсорбция пара
и подогрев раствора до состояния 5°. На участке 5° —т° осуще-
осуществляется процесс абсорбции в абсорбере с отводом теплоты абсорб-
абсорбции нагреваемой в машине водой. Раствор в состоянии ш° из абсор-
абсорбера поступает в регенератор, где происходит дополнительная
^бсорбция пара раствором при постоянном давлении р0 в результате
'отвода теплоты слабым раствором. Этот процесс характеризуется
участком т° ~4. Затем раствор через дроссель IX поступаете ге-
генератор. Далее процессы машины по раствору повторяются.
Водоаммиачный пар из генератора в состоянии 4' поступает
в дефлегматор V, где его концентрация повышается до состояния 8',
493

ОхЯаждаюии/ь
источник
Низкопотеи-
\ реющий
источник
(ЮР)
затем пар поступает в конденсатор VI и конденсируется при тем-
температуре 7V и давлении рю после чего насосом жидкого аммиака VII
подается в испаритель VIIL Процесс подогревания аммиака и его
кипения в испарителе осуществляется на участке 6° —7. Пар у выхода
из испарителя имеет состояние 8.
Термодинамическая эффективность абсорбционного повыша-
повышающего термотрансформатора оценивается коэффициентом трансфор-
трансформации, определяемым по формуле М = QJ(Qo + Qr)> гДе Qa» Qo»
Qr — тепловые нагрузки на абсорбер, испаритель и генератор, кВт.
В абсорбционном бро-
мистолитиевом термотранс-
термотрансформаторе коэффициент
трансформации выше, чем
в водоаммиачном. К не-
недостатку бромистолитие-
вого термотраисформатора
следует отнести невозмож-
невозможность осуществления про-
процессов конденсации при
отрицательных температу-
температурах.
Принципиальная схема
* \ > / абсорбционного бромисто-
v/ygwp/?/rPMA/// V - У _о* J литиевого повышающего
термотрансформатора про-
промышленного типа приведе-
приведена на рис. 13.2. Схема тер-
термотрансформатора прак-
практически соответствует схе-
схеме абсорбционной бромис-
толитиевой холодильной
машины, однако из-за то-
того, что в отличие от хо-
холодильной машины в тер-
термотрансформаторе давле-
давление водяных паров в блоке генератора-конденсатора ниже давления
паров в блоке абсорбера-испарителя, подача конденсата из конден-
конденсатора в испаритель осуществляется насосом /, а крепкого раствора
. из генератора в абсорбер — насосом 2.
- Действительные процессы повышающего термотрансформатора
с водным раствором бромистого лития приведены в 5— /-диаграмме
на рис. 13.3 и протекают следующим образом: 3—/' — кипение
рабочего тела в испарителе; 2—7 — охлаждение слабого раствора;
в теплообменнике; 7—5 — адиабатно-изобарная десорбция слабого,
раствора в генераторе; 5—4 — кипение раствора в генераторе;
4—8 — нагрев крепкого раствора в теплообменнике; 8—2 — смеше-
смешение слабого и крепкого раствора перед подачей образовавшегося
смешанного раствора (состояние 9 с концентрацией £см) в абсорбер;
494
Рис. 13.2. Принципиальная схема абсорбцион-
абсорбционного бромистолитиевого повышающего термо-
термотрансформатора промышленного типа

9__/0—2 — абсорбция пара рабочего тела в абсорбере; 3'—«3 ->•
отвод теплоты перегрева и конденсации наров воды в конденса-
конденсаторе.
Схема
понижающего
абсорбционного бромисто-
литиевого термотрансфор-
термотрансформатора приведена на
рис. 13.4. В испарителе Я
утилизируемая теплота
низкопотенциального ис-
источника подводится с тем-
температурой Т89 генератор Г
обогревается теплотой вы-
высокопотенциального источ-
источника с температурой Th9 a
теплота, отводимая в аб-
абсорбере А и конденсато-
конденсаторе Кду используется для
отопления или горячего
водоснабжения. В резуль-
результате нагреваемый теплоно-
теплоноситель (источник с проме-
промежуточной 'температурой)
циркулирует последова-
последовательно через абсорбер,
конденсатор и объект по- Концентрация
требления теплоты Я, ОТ- Рис. 13.3. Действительные процессы абсорб-
давая ему теплоту абсорб- ционного бромистолитиевого повышающего
ции и конденсации при термотрансформатора в 6 - Диаграмме
температуре Тн. Крепкий
раствор из генератора через теплообменник ТО и дроссельный вен-
вентиль Д1 поступает в абсорбер, а слабый — из абсорбера насосом Н
подается в генератор. Рабочее
вещество из конденсатора по-
поступает в испаритель через
дроссель Д2.
Действительные процессы
понижающего термотрансфор-
термотрансформатора осуществляются таким
же образом, как и в абсорбцион-
абсорбционной бромистолитиевой холо-
холодильной машине. Энергетиче-
Энергетическая эффективность понижаю-
понижающего термотрансформатора при
Рис. 13.4. Схема абсорбционного бро-
бромистолитиевого понижающего термо-
термотрансформатора
рррр
использовании теплоты абсорб-
абсорбции и конденсации опреде-
определяется величиной коэффициен-
коэффициента трацеформации высокопотенциальной теплоты М = (Qa + QJQn)'
Величина М всегда больше единицы.
495

а)
16,5
15Л
13.9
12,6
§ 13.3. Характеристики абсорбционных
повышающего и понижающего
термотрансформаторов и основные направления
их применения при использовании теплоты ВЭР
В ЛТИХП исследован опытный абсорбционный водоаммиачный-
повышающий термотрансформатор для получения горячей воды при
отрицательных температурах окружающей среды. Предварительно
охлаждаемый до отрицательной темпера-
температуры рассол насосом подавался в кон-
конденсатор и дефлегматор, в которых по-
подогревался, а затем вновь охлаждался до
исходной температуры. Греющая вода по-
поступала параллельно в генератор и ис-
испаритель, а в абсорбере нагревалась вода,
циркулирующая внутри труб. Характе-
Характеристики термотрансформатора приведены
на рис. 13.5. В результате испытаний
установлено, что при температуре', грею-
греющей воды 40 °С и температуре охлаждае-
охлаждаемого рассола—15 °С воду в абсорбере
можно нагреть до температуры около 75 °С.
Теплопроизводителыюсть опытного водо-
аммиачного термотрансформатора соста-
составит при этом 16,5 кВт.
На рис. 13.6 приведены характеристики
абсорбционного бромистолитиевого повы-
повышающего термотрансформатора, выпол-
выполненного на базе головного образца бро-
мистолитиевой холодильной машины
АБХМ-2,5 [31 ]. Характеристика 1 — при
температуре греющей воды на входе в ис-
испаритель и генератор 65 °С, характерис-
характеристика 2 — при температуре воды на входе
в испаритель 65 СС, а в генератор — 60 °С,
характеристика 3 — при температуре воды
перед генератором и испарителем 60 °С,
а характеристика 4 — при подаче воды в
испаритель с температурой 60 °С и в ге-
генератор — 55 °С. При этом в абсорбере
была получена горячая вода с теммера-
10,0
б)
i
\
\
\
о
\
-15 -10 -5 tsU°C
10
60
50
45
О
у р р
турой 68— 95 °С, а теплопроизводитель-
-15 -10 -5 tsf,°C
Рис. 13.5. Зависимость теп-
лопроизводительности QH (a)
h температуры нагреваемой
воды на входе /цд и иыходе
hob F) от температуры рас-
рассола tsl при температуре гре-
греющей воды 40°С
ность составила 0,72—1,89 МВт, в зави-
зависимости от температуры греющей воды. Действительная величина
коэффициента трансформации составила 0,42—0,48.
Абсорбционные водоаммиачный и бромистолитиевый повышающие
термотрансформаторы могут быть использованы для технологического
теплоснабжения, отопления зданий и горячего водоснабжения.
496

Характеристики абсорбционного бромистолитиевого понижа-
понижающего термотрансформатора, выполненного на базе холодильной
машины АБХМ-2,5 [31 ], приведены на рис. 13.7. При температурах
низкопотенциального охлаждаемого источника (воды) 25—30 СС и
высокопотенциального греющего источника (воды) ПО—120 "С в
трансформаторе получена горячая вода (нагреваемый источник)
с температурой 45—62 СС, которая может быть использована для
отопления и горячего водоснабжения. Значения действительного
коэффициента трансформации вы-
высокопотенциальной теплоты соста-
составили 1,62—1,71. Испытания также
показали, что при использовании
греющего источника с температу-
температурой 121,6 °С и тепловой нагрузке |
МВт
5,85
\
МВт
I
3,51
65 75 85 °С
Температура горячей воды на
выходе из абсорбера twZ
Рис. 13.6. Характеристики абсорбци-
абсорбционного бромистолитиевого повышающе-
повышающего термотраисформатора при темпера-
температуре охлаждающей волы 6,0—8,0 СС и
греющей воды 55—65 °С
ч
V
45 50 55 °С
Температура горячей 6оды на
выходе из конденсатора twt
Рис. 13.7. Характеристики понижаю-
понижающего абсорбционного бромистолитие-
бромистолитиевого термотрансформатора при темпера-
температурах воды:
/ — охлаждаемой 30 СС и греющей 120 °С;
2 — охлаждаемой 25 °С и греющей 120 °С;
3 — охлаждаемой 25 СС и греющей 1Ю°С
на генератор 1,975 МВт эта теплота трансформировалась до темпе-
температуры 41 °С в количестве 3,4 МВт с одновременным получением
холодной воды с температурой 12 °С. Таким образом, коэффициент
трансформации составил М = 1,65.
§ 13.4. Компрессорные тепловые насосы
и их основные показатели
При использовании низкопотенциальной теплоты ВЭР и других
.щеточников наибольшее распространение получили тепловые насосы
компрессорного типа. При отводе теплоты от источников низкого
потенциала и затрате механической (электрической) энергии в них
получают теплоту с такой температурой, при которой ее можно
использовать для отопления или горячего водоснабжения. Наиболее
497

/
о 10 2a зо t
5ff
48
32
:c i
кВт
*****
1 10 20 30 b
благоприятны условия применения тепловых насосов для одно-
одновременного получения теплоты и холода там, где отношение потреб-
потребности в них близко к отношению теплопроизводительности тепло-
насосного цикла и холодопроизводительности. Особенно эффективно
использование тепловых насосов в системах круглогодичного конди-
кондиционирования воздуха, применяют их для различных технологи-
технологических нужд, в технике опреснения и выпаривания водных раство-
растворов. За рубежом значительное распространение получили тепло-
насосные машины для нагрева воздуха в холодное время года и
охлаждения его в летний период в одноквартирных домах и отдель-
отдельных комнатах. Их применяют для сушки зерна, в системах тепло-
и хладоснабжения чайных фабрик, в системах горячего водоснабже-
Qk^Bt
372
273
185
33
Рис. 13.8. Зависимость теплопроизводительности QK и эффектив-
эффективной мощности Ne от температуры кипения t0 для теплового на-
насоса IIT-80 при температуре конденсации tK —~ 61 СС
ния бань, для термообработки молока (подогрева его в процессе
пастеризации и доохлаждения ледяной водой из испарителя тепло-
теплового насоса) и других целей [46].
Для тепловых насосов, потребляющих механическую или элек-
электрическую энергию, величиной, характеризующей их эффективность,
является коэффициент преобразования, т. е. отношение полученной
теплоты к затраченной работе \х = {QJL) > 1.
Теплоснабжение с помощью теплового насоса менее эффективно,
чем от ТЭЦ, но оказывается экономически оправданным в районах,
недоступных для ТЭЦ или неудобных дл'я транспортировки ее те-
теплоты. По сравнению с абсорбционными машинами, служащими для
одновременной выработки теплоты и холода, тепловые насосы ока-
оказываются менее эффективными, так как при одинаковой холодо-
холодопроизводительности количество теплоты, отводимой в конденсаторе
и абсорбере, почти в два раза больше, чем в конденсаторе теплового
насоса компрессорного типа. Давление конденсации в нем при вы-
высокой температуре нагреваемой воды значительно выше, чем, напри-
например, в конденсаторе абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины. Наряду с обычной схемой теплового насоса, работающего
как но теплонасосному, так и по холодильному циклу, в системах
круглогодичного кондиционирования, применяются и каскадные
тепловые насосы. В нижней ветви каскада можно использовать рабо-
рабочие тела среднего давления (R717, R12, R22), а в верхней ветви —
R12B1 или смесь R142 и R11.
498

В СССР разработаны типовые конструкции тепловых насосов,
предназначенных для теплоснабжения различных объектов и работа-
работающих по одноступенчатому циклу на R12 с регенеративным пере-
переохлаждением жидкости в теплообменнике. В режиме теплоснабжения
компрессионные тепловые насосы обеспечивают получение горячей
воды от 45 до 58 °С при температуре кипения в испарителе не ниже
6 °С. Источником низкопотенциальной теплоты служит водопровод-
водопроводная, артезианская, геотермальная вода или жидкостные источники
ВЭР с температурой от 10 до 40 °С. В режиме хладоснабжения
эти же машины обеспечивают получение хладоносителя с темпера-
температурой до —25 °С при охлаждении конденсатора водой не выше 30 °С.
Отечественные тепловые насосы состоят из компрессорно-конденса-
торных, испарительно-ресиверных агрегатов, станций переключе-
переключений и щитов управления и сигнализации. Конденсаторы и испари-
испарители — кожухотрубного типа. Характеристики теплового насоса
НТ-80 приведены на рис. 13.8.
§ 13.5. Пути использования
высокопотенциальных ВЭР, солнечной,
геотермальной энергии и других тепловых ресурсов
для хладо-, тепло- и электроснабжения
Высокопотенциальные ВЭР можно использовать в абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машинах с двухступенчатой гене-
генерацией раствора. При этом генератор высокого давления обогре-
обогревается теплотой ВЭР, а затем раствор довыпаривается в генераторе
низкого давления за счет теплоты конденсации пара хладагента,
полученного при выпаривании раствора в генераторе высокого
давления [10, 45]. В СССР освоено производство абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин с двухступенчатой генера-
генерацией раствора путем доукомплектования машины АБХА-2500 до-
дополнительными аппаратами: приставкой — генератором высокого
давления и растворным теплообменником между генераторами высо-
высокого и низкого давлений. Действительный тепловой коэффициент
при использовании теплоты высокопотенциального источника в ма-
машине с двухступенчатой генерацией раствора составляет около lt3.
Использование теплоты высокопотенциального греющего источника
в понижающем абсорбционном бромистолитиевом термотрансформа-
термотрансформаторе позволяет получить температуру воды на выходе из конденса-
конденсатора до 95—100 °С и выше при коэффициенте трансформации
около 1,7.
В нашей стране и за рубежом проводятся широкие исследования
по использованию солнечной энергии для получения холода с по-
помощью абсорбционных машин. В летнее время в южных районах
нашей страны температура днем достигает 35—40 °С при низкой
влажности воздуха. Это позволяет осуществлять открытое выпарива-
выпаривание слабого раствора в схеме солеводяной абсорбционной холодиль-
499

ной машины, предназначенной для кондиционирования воздуха
в помещении. В качестве генератора слабого раствора могут быть
использованы крыши зданий или другие открытые поверхности,
на которые падают солнечные лучи.
В физико-техническом институте АН Туркменской ССР был
исследован опытный образец хлористолитиевой абсорбционной сол-
солнечной холодильной установки с открытым выпариванием раствора
(рис. 13.9).
Крыша здания из плоского асбошифера, установленного на на-
наклонных деревянных балках, представлявшая ровную наклон-
Рис. 13.9. Схема опытной хлористолитиевой абсорбционной солнечной холодильной
машины с открытым выпариванием раствора:
-— крепкий раствор; слабый раствор; холодная вода; /—/—/ —
охлаждающая вода; воздух
ную поверхность (угол наклона 10°), выполняла роль генератора /
холодильной машины. Под листами асбошифера находится тепло-
теплоизолирующий слой опилок-. Верхняя поверхность листов покрыта
рубероидом. Применение рубероида обеспечивает равномерное оро-
орошение плоскости раствором, а отсюда полное использование поверх-
поверхности генератора. Кроме того, рубероид имеет достаточно высокий
коэффициент поглощения солнечных лучей. Выпаривание слабого
раствора в генераторе происходит за счет теплоты солнечных лучей,
которые нагревают раствор, стекающий тонкой пленкой, до темпе-
температуры 50—60 °С. Желоб 10 служит для сбора и подачи крепкого
раствора в регулятор 9. Поплавковый регулятор представляет собой
бак, в котором установлен поплавок с прикрепленным к нему стерж-
кем с конусообразным концом. Теплообменник-ороситель 2 типа
500

«труба в трубе» располагается по ширине плоскости генератора.
По внутренней трубе протекает горячий крепкий раствор, а по на-
наружной — слабый. Через отверстия в верхней части наружной трубы
слабый раствор вытекает на плоскость генератора. Абсорбер 4 вы-
выполнен в виде однорядной трубной секции из последовательно соеди-
соединенных труб, которая установлена в корпусе из листовой стали.
Орошение труб раствором проводится оросителем — трубой. Для
доступа водяных паров в верхнюю часть абсорбера она соединена
трубой с испарителем «3. В испарителе установлен разбрызгиватель
воды и поплавковый регулятор для ее добавления. Воздух отсасы-
отсасывается из нижней части абсорбера вакуум-насосом 6. Для подачи
слабого раствора из абсорбера
на плоскость генератора и цир-
циркуляции охлажденной воды
через воздухоохладитель 8 ис-
используются соответственно на-
насосы 5 и 7. При испытании
опытной машины в осеннее вре-
время года (октябрь месяц) холо-.
допроизводительность состави-
составила 3 кВт при температуре
охлажденной воды 11,7 °С. В
летнее время производитель-
производительность машины повышается в
1,4—1,5 раза при температуре
охлажденной воды 10 °С.
Геотермальная энергия, как
и теплота горячей воды от ТЭЦ
или других источников, может
использоваться непосредственно в абсорбционных машинах для
получения холода или теплоты. При высокой минерализации воды
необходима защита генератора от коррозии.
С помощью теплоты геотермальных источников может быть полу-
получена электроэнергия в турбоагрегатах, работающих на неводяных
парах. На Паратунском геотермальном месторождении Камчатки
Институтом теплофизики СО АН СССР исследована ГеоТЭС, рабо-
работающая на хладоне R12 [27]. Схема установки, разработанная
ВНИИхолодмашем (рис. 13.10), относительно проста. Жидкий R12
питательными насосами подается последовательно в три подогрева-,
теля, испаритель и пароперегреватель поверхностного типа. Гре-
Греющей средой является термальная вода с температурой 80 СС. После
перегревателя пар R12 с давлением 1,4 МПа и температурой 65—
75 °С направляется в турбину, где расширяется до 0,5 МПа и при
температуре 15 °С конденсируется в поверхностном конденсаторе.
Жидкий R12 поступает через промежуточный ресивер к питательным
насосам, и цикл повторяется.
Турбина — одноступенчатая, центростремительная, консольная,
с алюминиевым рабочим колесом, имеет только одно уплотнение.
Номинальная мощность 750 кВт.
501
Рис. 13.10 Схема геотермальной энерго-
энергоустановки УЭФ, работающей на хладоне
R12:
/ — пароперегреватель; 2 — испаритель; 3 —
подогреватели жидкого RI2; 4 — питательный
насос; 5 — линейный ресивер; 6 — конденса-
конденсаторы; 7 — турбина; / — вход горячей геотер-
геотермальной воды; // — вход охлаждающей воды

i Ton либо
В атмосферу
4-
При испытаниях максимальная мощность установки составила
684 кВт. Полная мощность не была достигнута потому, что установка
проектировалась на использование горячей воды с температурой
90 СС, а средняя температура термальных вод Средне-Паратунского
месторождения составляет 80 ± 1 СС Понижение температуры тер-
термальной воды привело к снижению паропроизводительности котла
и не позволило достигнуть максимальной мощности.
Используя теплоту сгорания натурального топлива, можно осу-
осуществить одновременную выработку холода, теплоты (для тепло-
теплоснабжения) и электро-
электроэнергии. В ЛТИХП вы-
выполнен комплекс науч-
научно-исследовательских и
проектных работ по
созданию принципиаль-
принципиально новых теплохладо--
энергетичсских агрега-
агрегатов (ТХЭА) для комп-
комплексной выработки в
едином термодинамиче-
термодинамическом цикле теплоты, хо-
холода, электроэнергии
(рис. 13.11). Принцип
действия ТХЭА заклю-
заключается в том, что в гене-
генераторе U состоящем из
компрессора К, камеры
сгорания КС и турби-
турбины Т для привода ком-
компрессора, в результате
сжигания жидкого топ-
топлива или природного
газа в среде сжатого
воздуха образуется га-
газовая смесь (дымовые
газы) при повышенном
давлении @,3—0,6 МПа
В атмосфер}/
4
Зоздул
ПаР Горячая Вода Вода
дода
Сукой лед
Рис. 13.11. Схема комбинированного теплохладо-
знергетического агрегата: а — охлаждение хладо-
носителя; б — производство сухого льда
и температуре 450—650 °С. В качестве генератора газовоздушиой
смеси в ТХЭА могут быть использованы авиационные газотурбин-
газотурбинные двигатели (с использованным летным моторесурсом), свободно-
поршневые генераторы газа и высоконапорные парогенераторы.
Дымовые газы (рис. 13.11, а) поступают в котел-утилизатор 29
в котором образуется пар давлением 0,3—0,6 МПа и более, а затем
в экономайзер 3, где вода, используемая для питания котла и на
горячее водоснабжение производства, нагревается до 60—75 °С.
Дымовые газы при этом охлаждаются до температуры 30—35 °С,
т. е. ниже температуры точки росы для водяных паров, присут-
присутствующих в продуктах сгорания в результате сжигания топлива.
Водяные пары конденсируются и отделяются от потока во влаго-
502

отделителе 4. Далее дымовые газы направляются в турбодетандер 5,
где расширяются до давления, близкого к атмосферному. Темпера-
Температура газа снижается до —10-:—50 °С. Мощность» развиваемая
турбодетандером, используется для выработки электроэнергии в элек-
электрогенераторе 6, спаренном с турбодетандером 5. Холодные дымовые
газы в теплообменном аппарате 7 охлаждают хладоноситель, пода-
подаваемый на технологические цели.
Рассматриваемый теплохладоэнергетический агрегат может быть
использован не только для получения умеренно низких темпе-
температур, но и для производства сухого льда вымораживанием газо-
газообразной двуокиси углерода, содержащейся в продуктах сгорания
топлива (рис. 13.11, б). Для этого газовый поток перед расширением
в турбодстандере 5 подвергается более глубокому охлаждению (до
температуры десублимации двуокиси углерода —90ч—100 °С) в ре-
регенераторе 7 обратным потоком газа, имеющим более низкую тем-
температуру. В процессе расширения в турбодетандерс 5 при достижении
состояния насыщения двуокись углерода кристаллизуется в газовом
потоке и отделяется от'потока в сепараторе 8, из которого она вы-
выводится шнековым прессователем 9 в виде цилиндрических блоков
сухого льда.
Получение сухого льда в цикле ТХЭА по сравнению с суще-
существующим абсорбционно-десорбционным способом позволяет
существенно упростить схему производства, снизить металлоемкость,
энергоемкость и расход воды; отпадает также необходимость "в потреб-
потреблении пара и моноэтаноламина. Таким образом, в ТХЭА реали-
реализуются совмещенные прямой и обратный термодинамические циклы,
отличающиеся той особенностью, что газовая смесь, образующаяся
в генераторе продуктов сгорания, превращается не только в рабочее
тело теплофикационного цикла, но и в рабочее тело обратного цикла.
Высокая эффективность ТХЭА по сравнению с раздельным способом
производства теплоты (в основном от котельных), холода (от паровых
компрессорных холодильных машин) и двуокиси углерода по обыч-
обычному абсорбционно-десорбционному методу обуславливается отсут-
отсутствием теплопотерь с уходящими газами, так как продукты сгорания
топлива в итоге выбрасываются в атмосферу при температуре, близ-
близкой к температуре окружающей среды. В связи с этим сокращается
расход топлива примерно на 10 %, полезно используется теплота
конденсации водяных паров продуктов сгорания, т. е. утилизируется
высшая теплота сгорания топлива, что • равноценно сокращению
расхода топлива на 10—12 %. Сокращение необратимых потерь,
связанных с трансформацией одного вида энергии в другой за счет
комбинирования прямого и обратного циклов в едином агрегате
эквивалентно сокращению расхода топлива на 8—10 %.
В том случае, когда на предприятиях или на транспортных уста-
установках имеется теплота с температурным уровнем 60—100 °С или
выше, для получения холода и теплоты Ф. М. Чистяков предложил
специальную систему, осуществляющую прямой и обратный циклы
с одиим'и тем же рабочим веществом [501. Для осуществления пря-
прямого цикла в систему включены: котел-утилизатор, пароперегрева-
503

тель, турбина, конденсатор и конденсатный насос, а для обратного
цикла — испаритель, компрессор, конденсатор и дроссельный вен-
вентиль. Конденсатор является общим для осуществления как прямого,
так и обратного циклов.
Механическая работа, полученная в прямом цикле, используется
непосредственно в обратном для привода компрессора. Осуществле-
Осуществление процесса конденсации при повышенном давлении позволяет
нагреть теплоноситель до промежуточной температуры, необходимой
для теплоснабжения.
, Таким образом, в агрегате можно одновременно получить как
холод, так и теплоту. Применение таких агрегатов целесообразно
при использовании сбросной теплоты. Помимо холодильной техники
они могут быть использованы в качестве тепловых насосов (повыша-
(повышающих термотрансформаторов), для повышения температурного
уровня источника сбросной теплоты, который в этом случае должен
подводиться к испарителю. Действительный тепловой коэффициент
и степень термодинамического совершенства циклов с турбиной
и компрессором для достаточно высоких КПД последних будут
выше, чем для абсорбционных и пароэжекторных холодильных
машин.
Пути повышения эффективности теплохладоснабжения промыш-
промышленных предприятий на базе источников теплоты различного темпе-
температурного потенциала должны определяться на основе анализа
энерготехнологических схем и их оптимизации. Разработка рацио-
рациональных термодинамических циклов с применением рабочих ве-
веществ должна осуществляться для конкретных условий комплекс-
комплексного использования тепловой энергии различных видов на всех
этапах осуществления технологических или иных процессов и соз-
создания высокоэффективного энерготехнологического, оборудования
для утилизации теплоты ВЭР и других источников.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Агафонов В. А., Ефимов В. Г., Панков Е. В. Судовые конденсационные уста-
ноики. Л.: Судостроение, 1963. 485 с.
2. Бадылькес И. С. Свойства холодильных агентов. М.: Пнщ. пром-сть, 1974.
174 с.
3. Бадылькес И. С, Данилов Р. Д. Абсорбционные холодильные машины. М.:
Пишспромиздат, 1966. 356 с. р
4. Бррдянский В. М. Экссргетический метод термодинамического анализа. М.:
Энергия, 1973. 295 с.
5. БыковА. В., Калнинь И. М., КанышевГ. А. Анализ эффективности двухступен-
двухступенчатого дросселирования в схеме с одноступенчатым винтовым компрессором. —
Холод, техника, 1976, № 6, с. 10—14.
6. Быков А. В., Шмуйлов Н. Г., Дранковский И. К. Высокотемпературные бро-
мистолитиевые агрегаты для производства холода и тепла. — Холод, техника,
1982, № 6, с. 25—27.
7. Вайнштейн В. Д., Канторович В. И. Низкотемпературные холодильные установ-
установки. М.: Пищ. пром-сть, 1977. 264 с.
8. Вейнберг Б. С. Поршневые компрессоры холодильных машин. М.: Машино-
Машиностроение, 1965. 355 с.
9. Винтовые компрессорные машины: Справ. Л.: Машиностроение, 1977. 253-е.
10. Вургафт А. В., Галимова Л. В. Массоотдача при сопутствующей ректификации
и юнераторе АХМ. — Изв. вузов. Пищ. технология^ 1074, № 5, с. 117— 119.
11. Вургафт А. В., Галимова Л. В. Теплоотдача при кипении водоаммиачного рас-
тнора в стекающей пленке на вертикальной трубе. — Холод, техника» 1974,
№ 12, с. 38—40.
12. Гофлин А. П. Аэродинамический расчет проточной части осевых компрессоров
для стационарных устаноиок. М.; Л.: Машгиз, 1959. 303 с.
13. Ден Г. Н., Бухарин Н. Н. Метод условных температур для аналитического рас-
расчета процессов реальных газов. — Холод, техника, 1974, N° 4, с. 37—40.
14 Дорохов А. Р., Богачев В. Н. Теплообмен при выпаривании пленки йодного рас-
раствора бромистого лития в вакууме. — Холод, техника, 1981, № 3, с. 29—32.
15. Епифанова В. И. Низкотемпературные радиальные турбодстандеры. М.: Ма-
Машиностроение, 1974. 448 с.
16. Захаров Ю. В. Судоиые установки кондиционирования воздуха и холодильные
машины. Л.: Судостроение, 1979. 583 с.
17. Иванов О. П. Конденсаторы и воздухоохлаждающие устройства. Л.: Машино-
Машиностроение, 1980. 164 с.
18. Канышев Г. А., Чистяков Ф. М. Влияние свойств масел на энергетические ха-
характеристики фреоновых маслозаполценных винтовых компрессоров. — Холод.
техника, 1980, Mb 7, с. 6—10.
19. Канышев Г. А., Чистяков Ф. М. Коэффициент подачи нинтового фреонового
маслозаполненного компрессора. — Холод, техника, 1979, № 12, с. 7—12.
20. Кириллин В. А., Сычев В. В., Шейндлин. А. Е. Техническая термодинамика,
М.: Энергия, 1974. 447 с.
21. Колебания и нибрации и поршневых компрессорах/Т. Ф. Кондратьева,
10. А. В и д я к и и, Ф. П. П е т р о в а, А Г. П л а т о н о в. Л.: Машинострое-
Машиностроение, 1972. 224 с.
505

22. Кутателадзе С. С, Боришансккй В. М. Справочник по теплопередаче. М.: Гос-
энергоиздат, 1959. 414 с.
23. Мартыновский В. С. Циклы, схемы и характеристики термотрансформаторов. М.:
Энергия, 1979. 285 с.
24. Меркулов А. П. Вихревой эффект и его применение в технике. М.: Машино-
Машиностроение, 1969. 216 с.
25. Микулин Е. И. Криогенная техника. М.: Машиностроение, 1969. 272 с.
26. Михеев Л1. А., ГЛихеева И. М. Основы-теплопередачи,- М.: Энергия, 1977. 343 с.
27. Москвичееа В. Нм Петин Ю. М. Опыт и перспективы комплексного использо-
использовании геотермальных ресурсов Камчатки. — В кн.: Проблемы теплофизики
п физической гидродинамики. Новосибирск: Паука, 1974, с. 295—304.
28. Результаты теплотехнических испытаний абсорбционных водоаммиачных холо-
холодильных станций агрегатои синтеза аммиака крупной производительности/
B. М. Турецки и, Д. И. X а р а з, Г. А. Я и о в с к и и, А. Я- И л ь и н. —
Холод, техника, 1981, №> 6, с. 16-18.
29. Рис В. Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение/ 1981.
?51 с.
30. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г. Холодильные машины и аппараты. М.: Гос-
торгиздаг, 1960. 656 с.
31. Розеифельд Л. М., Тнмофеевский Л. €. Карнаух М. С, Трансформация низ-
низкотемпературного тепла с помощью абсорбционной бромистолитиевой ма-
машины. — Теплоэнергетика, 1979, Ня 4, с. 11—13.
32. Ротационные компрессоры/А. Г. Г о л о н н н ц о в, В. А. Румянце в,
Б. П. А р д а ш с и н др. М.: .Машиностроение, 1964. 315 с.
33. Сакун И. А. Винтовые компрессоры: Основы теории, методы расчета, конструк-
конструкции. М.; Л.: Машиностроение, 1970. 400 с.
34. Сакун И. А., Пекарев В. И., Ведайко В. И. Результаты испытаний холодильного
винтового компрессора «сухого сжатия». — Холод, техника, 1983, № 11, с. 20—-
22.
35. Селезнев К. П., Галеркии Ю. Б. Центробежные компрессоры. Л.; Машинострое-
Машиностроение, 1982. 271 с.
36. Соколов Е. Я., Зиигер Н. М. Струнные аппараты. М.: Энергия,'1970. 286 с.
37. Страхович К. И. Прикладная газодинамика. Л.; М.: ОНТИ, 1937. 310 с.
38. Суш он С. П., Завалко А. Г., Минц М. И. Вторичные энергетические ресурсы
промышленности СССР. М.: Энергия, 1978. 360 с.
39. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин/ Под ред. Н. Н. К о ш-
к п и а. Л.: .Машиностроение, 1976. 464 с,
40. Тенлообменные аппараты холодильных установок/Г. П. Данилова,
C. II. 13 о г д а н о в, О. П. И в а н о и и др. Л.: Машиностроение, 1973. 328 с.
41. Теилофизические основы получения искусственного холода: Справ./Под ред.
А. В. Ь ы к о и а. М.: Пищ. Ьром-сть, 1980. Г*31 с.
42. Усюкип И. П. Техника низких температур: Атлас. М.: Пищ. пром-сть, 1977.
255 с.
43. Ужанский В. С. Автоматизация холодильных машин и установок. М.: Легкая
и пищ. пром-сть, 1982. 290 с. ..
44. Френкель М. И. Поршневые компрессоры: Теория, конструкция и основы проек-
проектирования. Л.: Машиностроение, 1974. 743 с.
45. Холодильные компрессоры: Справ. /Под ред. А. В, Быкова. М.: Легкая и
пищ. пром-сть, 1981. 280 с.
46. Холодильные машины: Справ./Под ред. А. В. Быкова. М.: Легкая и пнщ.
пром-сть, 1982. 224 с.
47. Холодильные машины/Под ред. И. Н. К о ш к и н а. М.: Пищ. пром-сть, 1973.
512 с.
48. Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных лопаточных машии. М.:
Машиностроение, 1970. G10 с.
49. Цветков Ю. Нм Аксенов С. С, Шульман В. М. Судовые термоэлектрические
охлаждающие устройства. Л.: Судостроение, 1972. 191 с.
50. Чистяков Ф. М. Холодильные турбоагрегаты. М.: Машиностроение, 1967. 288 с..
51. Шумелишский М. Г. Эжекторные холодильные машины. М.: Госторгиздат, 1961.
160 с.
506

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Введение (д-р техн. наук И. А. Сакун) • 4
Глава 1. Физи4еские основы получения низких температур (д-р техн.
наук Н. Н. Кошкин и канд. техн. наук В. И, Пекарев) ... 8
§ 1.1. Дросселирование * —
§ 1.2. Процесс расширения с получением внешней работы 12
§ 1.3. Вихревой эффект 13
§ 1.4. Термоэлектрический эффект 14
Глава 2. Термодинамические основы холодильных машин (каид. техн.
наук В. И. Пекарев) 16
§ 2.К Классификация обратных циклов . . . , —
§ 2.2. Второй закон термодинамики. Внутренняя и внешняя необратимость 18
§ 2.3. Необратимые потери обратных циклов • 19
§ 2.4. Обратимые обратные циклы в условиях различных внешних источников 24
§ 2.5. Связь прямого и обратного циклов 27
§ 2.6. Эксергетнческий анализ обратных циклов 29
Глава 3. Рабочие вещества холодильных машин (д-р техн. наук Н. Н. Кош-
Кошкин и инж. А. К. Стукалснко) ...... ^ 32
§ 3,1* Термодинамические свойства рабочих веществ холодильных машин
(д-р техн. наук П. Н. Кошкин) 33
§ 3.2. Свойства рабочих веществ холодильных машин 40
Теплофизические свойства. Химические и физико-химические
свойства. Физиологические свойства
§ 3.3. Влияние свойстн рабочих веществ на конструкцию и эксплуатацион-
эксплуатационные показатели холодильных машин •...•• 45
§ 3.4. Принцип выбора рабочих веществ и области применения их в холодиль-
холодильной технике '47
§ 3,5, Термодинамические свойства растворов . , 49
Глава 4. Циклы и схемы паровых холодильных машин (канд. техн. наук
В. И. Пекарев) 52
§ 4.1. Циклы и принципиальные схемы паровых одноступенчатых холодиль-
холодильных машин —
Холодильная машина с детандером в области влажного пара. Хо-
Холодильная машнна с дросселированием в области влажного пара т
и всасыванием сухого (перегретого) пара. Цикл со сжатием рабочего
. 607

вещества по правой пограничной кривой. Методы сокращения
необратимых потерь в циклах паровых холодильных машин. Рас-
Расчет теоретического цикла паровой одноступенчатой холодильной
машины
§ 4.2. Циклы и принципиальные схемы паровых многоступенчатых холодиль-
холодильных машин 08
Причины перехода к многоступенчатому сжатию. Влияние много-
многоступенчатого сжатия н дросселирования на необратимые потери
в цикле. Выбор промежуточного давления. Циклы и схемы двух-
двухступенчатых холодильных машин с однократным дросселирова-
дросселированием. Циклы и схемы двухступенчатых холодильных машин с двух-
двухкратным дросселированием. Циклы и схемы трехступенча-
трехступенчатых холодильных машин. Циклы и схемы каскадных холодиль-
холодильных машин
Глава 5. Холодильные компрессоры объемного принципа действия, . . 97
§■6,1. Поршневые компрессоры (канд. гехн. наук Е. Д. Герасимов). ... 99
Теоретический объемный компрессор. Действительный порш-
невей компрессор. Конструкции поршневых компрессоров. Узлы
и детали компрессоров. Регулирование холодопроизводительности
поршневого компрессора. Расчет поршневого компрессора
§ 5.2. Винтовые компрессоры (д-р техи. наук И. А. Сакун и канд. техн. наук
В. И. Пекарев) 143
Классификация. Принцип работы. Достоинства и недостатки.
Винты компрессора. Рабочие процессы и производительность
винтового компрессора. Объемные и энергетические характеристики
винтового компрессора сухого сжатия. Объемные и энергетиче-
энергетические характеристики 'холодильных винтовых маслозаполненных
компрессоров (канд. техн. наук В. И. Пекарев). Силы и моменты,
действующие на роторы компрессора
§ 5.3. Ротационные компрессоры (д-р техн. наук И. А. Сакун) 206
Пластинчатые ротационные компрессоры. Компрессоры с катя-
катящимся ротором
Глава 6. Холодильные компрессоры динамического принципа действия
(канд. техн. наук Н. Н. Бухарин) "... 221
§ 6.1. Основные уравнения 222
Уравнения одномерного движения рабочего вещества. Уравнение энер-
энергии. Уравнение состояния. Уравнение процесса. Понятие о КПД. Урав-
Уравнение расхода. Уравнение моментов количества движения
§ 6.2. Центробежные компрессоры 238
Безразмерные параметры центробежного компрессора. Рабочее колесо.
Внутренняя мощность ступени. Гидравлический КПД. Коэффициент
релятивности. Определение размеров рабочего колеса. Диффузоры.
Обратно-нгпразляющии аппарат. Входные и выходные устройства. Ха-
Характеристик и центробежных компрессоров и регулирование их работы.
Расчет парового холодильного центробежного компрессора. Конструк-
Конструкции холодильных центробежных компрессоров
§ 6.3. Осевюе компрессоры ....••'... 270
Безразмерные параметры осевого компрессора. Расчет осевого компрес-
компрессора. Конструкция холодильных осевых компрессоров
Г л а о а 7. Аппараты паровых холодильных машни канд. техн. наук
Е. Д. Герасимов и инж. А. К. Сту кален ко) 281
"§ 7Л. Типы и конструкции конденсаторов 282
608

Общая характеристика конденсаторов. Конденсаторы водяного охла-
охлаждения. Воздушные конденсаторы
§ 7.2. Расчет теплоотдачи в конденсаторах • 293
Расчет теплоотдачи при конденсации холодильных • агентов. Расчет
теплоотдачи со стороны охлаждающей среды
§ 7.3. Тепловой и конструктивный расчет конденсаторов 302
Исходные параметры. Общая методика расчета. Проточные кожухо-
трубные конденсаторы. Оросительные и испарительные конденсаторы.
Воздушные конденсаторы
§7.4. Испарители 314
Испарители для охлаждения жидких теплоносителей. Испарители для
охлаждения воздуха
§ 7.5. Расчет теплоотдачи в испарителях .• 327
Расчет теплоотдачи при кипении рабочих веществ. Расчет теплоотдачи
со стороны охлаждаемой среды
§ 7.6. Тепловой и конструктивный расчет испарителей для охлаждения
жидких теплоносителей 336
Исход!!ые параметры. Общая методика расчета. Кожухотрубные испа-
испарители затопленного типа. Кожухотрубные оросительные испарители.
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб и каналов
§ 7.7. Расчет испарителей для охлаждения воздуха 343
Особенность тепло- и массообмена в воздухоохладителях. Тепловой и
конструктивный расчет воздухоохладителей
§ 7.8. Вспомогательная аппаратура (канд. техн. наук А. Я. Ильин).... 353
Теплообменники и переохладители. Промежуточные сосуды. Маслоотде-
Маслоотделители и маслосборники. Отделители жидкости. Грязеуловители, фильтры
и осушители. Воздухоотделители. Ресиверы
Гла в а 8. Газовые холодильные машины (д-р техн. иаук Н. Н. Кошкин
и канд. техн. наук Н. Н. Бухарин) 360
§ 8.1. Теоретические циклы газовых холодильных машин • 361
Теоретический цикл нерегенеративной Г ХМ с детандером. Теоретиче-
Теоретические циклы регенеративных ГХМ с детандером
§ 8.2. Действительные циклы и характеристики газовых холодильных
машин 367
§ 8.3. Конструкция газовых холодильных машин с детандерами . , . . . 370
Компрессоры ГХМ. Детандеры ГХМ. Воздушная холодильная машина
ГХМ-1-25
§ 8.4. Газовые холодильные машины с вихревыми трубами (д-р техн. наук .
Н. Н. Кошкин) 373
Основные положения. Конструкция ГХМ с вихревой трубой
Глава, 9. Термоэлектрические холодильные машины (канд. техн. наук
В. И. Пекарев) . 377
§ 9.1. Основные положения теории термоэлоктрических холодильных машин —
Термоэлектрические эффекты. Режимы работы термоэлементов
§ 9,2. Эффективность применения термоэлектрического охлаждения ..... 384
Выбор материалов для термоэлементов. Сравнение термоэлек-
термоэлектрических охлаждающих устройств с другими способами охлажде-
охлаждения
Глава 10. Пароэжекториые холодильные машины (инж. Е. М. Бамбушек) 387
§ ЮЛ. ^Принцип действия и теоретический процесс работы пароэжекторной
машины •••••'• *
509

§ 10.2. Газодинамические основы работы пароструйного аппарата. . . . 3^0
§ 10.3. Действительный процесс и характеристика работы пароэжекториой
машины 394
Действительный процесс работы ПЭХМ. Характеристика работы
пароэжекторной машины
§ 10.4. Рабочие схемы и конструкции пароэжекторных холодильных машин 400
§ 10.5. Конструкция и тепловой расчет основных элементов пароэжекторной
машины 405
Испарители. Эжекторы. Конденсаторы
§ 10.6. Регулирование холодопроизводителыюсти и автоматизация управ-
управления эжекторных холодильных машин 413
§ 10.7. Особенности работы эжекторных машин на различных рабочих ве-
веществах 414
Глава 11. Абсорбционные холодильные машины (канд. техн. иаук
А.Я.Ильин) 416
§ 11.1. Схема и принцип действия абсорбционной холодильной машины. . 417
§ 11.2. Тепловые расчеты теоретических процессов различных схем абсорб-
абсорбционных холодильных машин 420
Термодинамические диаграммы бинарных растворов. Простейшая
схема абсорбционной холодильной машины. Тепловой расчет про-
простейшей схе.\;ы машины. Графический расчет простейшей схемы
машины. Абсорбционная машина с теплообменником. Абсорбци-
Абсорбционная машина с теплообменником растворов и ректификата п
пара пссле генератора. Графический расчет абсорбционной холо-
холодильной машины с теплообменником растворов и водяным деф-
дефлегматором. Обратная подача раствора в генераторе и абсорбере.
Парожидкостной теплообменник
§ 11.3. Влияние параметров внешних источников на процессы и эффектив-
эффективность абсорбционных холодильных машин 436
Влияние температуры греющего источника. Влияние темпера-
температуры охлаждающей среды. Влияние температуры охлаждаемого
источника
§ И .4. Абсорбциоино-резорбционные и безнасосные абсорбционные холоднль-
пые машины 441
§ 11.5. Особенности процессов абсорбционных бромистолитиевых холодиль-
холодильных машин (канд. техи. наук Л. С. Тимофеевскин) 444
§ 11.6. Анализ действительных процессов абсорбционных холодильных
машин (кандидаты техн. наук А. Я. Ильин и Л. С. Тнмофеевский). . 446
§ 11.7. Конструкции и особенности расчета основных аппаратов абсорб-
абсорбционных холодильных машин 452
Генераторы. Дефлегматоры. Абсорберы. Теплообменники. Ис-
Испарители. Конденсаторы. Воздухоотделители.
§ И .8, Характеристики и регулирование абсорбционных холодильных машии 460
Глава 12. Регулирование и автоматизация (канд. техн. наук В. И. Пе-
Пекарев). Агрегатирование холодильных машин (канд. техн. иаук
А. Я. Ильин) 465
§ 12.1, Регулирование работы холодильных машин —
Способы регулирования холодопроизводительиости. Построение
характеристик холодильных машин
§ 12.2, Автоматизация работы холодильных машин 470
Автоматизация испарителей. Автоматизация конденсаторов.
Способы защиты холодильных машин от опасных режимов
510

§ 12.3. Агрегатирование холодильных машин 480
Компрессорные агрегаты. Компрессорно-кондонсаторные агрега-
агрегаты. Компрессорно-испарительные агрегаты. Аппаратные агрегаг
ты. Агрегатированные комплексные холодильные машины •
Глава 13. Применение холодильных маши и с использованием вторичных
и других тепловых энергоресурсов (канд. техн. иаук Л. С. Ти-
мофеевский) ; 490
§ 13.1. Классификация ВЭР 491
§ 13.2. Процессы абсорбционных повышающего и понижающего термотраис-
форматоров 492
§ 13.3. Характеристики абсорбционных повышающего и понижающего тер-
мотрансформаторов и основные направления их применения при
использовании теплоты ВЭР , . 496
§ 13.4. Компрессорные тепловые насосы и их-основные показатели. . # . 497
§ 13.5. Пути использования высоКопотенциальиых ВЭР, солнечной, геотер-
геотермальной энергии и других тепловых ресурсов для хладо-, тепло- и
электроснабжения ^ 499
Список литературы 505